Первый этап компоновки редуктора

Согласно расчету тихоходной ступени редуктора вычерчиваем зацепление цилиндрических колес при расчетном межосевом расстоянии ; для полученных значений . Минимальный зазор между внутренней стенкой корпуса и торцевой поверхностью зубчатых колес

;

где толщина стенки корпуса ;

.

Принимаю толщину стенки редуктора . Тогда

Принимаю . Расстояние между торцем цилиндрической шестерни и ступицы конического колеса ;

.

Принимаю . Зацепление конической пары вычерчиваем по расчетным значениям параметров конического зацепления: .

Рис. 2. Первый этап компоновки редуктора.

Предварительный расчет валов редуктора.

Диаметры валов определяем по пониженным допустимым напряжениям кручения.

Быстроходный вал.

Находим диаметр выходного конца вала

; (12)

где, допустимое напряжение кручения,

Согласно схеме привода, быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой с торообразной оболочкой, поэтому целесообразно согласовать диаметр вала с диаметром посадочного места одной из полумуфт. В соответствии с ГОСТ 20884-93 выбираю упругую муфту с торообразной оболочкой 125-25-2.2.-32-1.1. Окончательно назначаю ; диаметр посадочного места второй полумуфты , который соответствует диаметру вала электродвигателя. Назначаю диаметр под уплотнение , диаметр под подшипник , диаметр упорного буртика .

Промежуточный вал.

Определяем необходимый диаметр вала для передачи момента от конического колеса к цилиндрической шестерне по формуле (12)

.

Принимаем диаметр под подшипник , под колесо , диаметр упорного буртика .

Тихоходный вал.

Находим диаметр выходного конца вала, по формуле (12):

.

Согласовываем диаметр с рядом нормальных линейных размеров, принимаю . .

Рис. 3. Предварительная компоновка валов редуктора.

Выбираем способ смазывания подшипников.

Оцениваем возможность смазывания подшипников промежуточного и тихоходного валов разбрызгиванием масла колесами при окунании их в масляную ванну. Скорость быстроходного колеса , разбрызгивание масла образуется при скорости . Следовательно, смазка подшипников промежуточного и тихоходного валов от разбрызгивания будет достаточной. Для подшипников быстроходного вала назначаем пластичную смазку. В связи с этим перед подшипником первой опоры следует ставить мазеудерживающее кольцо.

 

Выбор подшипников.

Для выбора подшипников необходимо оценить нагрузки на опоры валов. Для этого определяем положение подшипников по отношению к приложенным силам.

Быстроходный вал.

Коническое зацепление нуждается в регулировке зацепления, поэтому на валах конической ступени редуктора применяют радиально-упорные подшипники. Чтобы уменьшить габариты быстроходного вала по длине, подшипники устанавливаем по схеме «врастяжку».

 

Рис. 4. Расчетная схема быстроходного вала.

Предварительно назначаю шариковый радиально упорный подшипник легкой серии, у которого . .

По компоновочному чертежу находим расчетную точку приложения сил, действующих в зацеплении к валу. Для этого из середины делительного конуса опускаем перпендикуляр на ось вала. Положение первого подшипника определится с учетом толщины мазеудерживающего кольца ГОСТ 8752-79 , которое устанавливают на вал на 1..2 мм вовнутрь от контура внутренней стенки корпуса редуктора. Точку первой опоры находим из точки пересечения прямой, построенной под углом , образованным вертикальной прямой и прямой, проходящей через центр тела качения подшипника. Измерением определяем расстояние от точки приложения сил, действующих в зацеплении, до расчетной точки первой опоры . Расстояние между опорами принимаем равным

Принимаю . Точку приложения консольной нагрузки принято выбирать по середине посадочного места на вал полумуфты. С учетом расположения фиксирующей гайки и крышки с манжетным уплотнением между второй опорой и точкой приложения консольной нагрузки измерением определяем расстояние .

На основании полученной расчетной схемы определяем реакции опор от сил действующих на вал:

Консольная нагрузка из силового расчета привода равна

В плоскости действует окружная сила.

Из условия

Отсюда

Из условия

Проверка:

В плоскости действуют радиальная и осевая силы:

Проверка:

Плоскость действия консольной нагрузки:

Проверка:

Определяем суммарную реакцию в опорах

 

 

Строим эпюры моментов.

Рис. 5. Схема нагружения быстроходного вала. Эпюры изгибающих и вращающего моментов.

Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры моментов.

В плоскости

В плоскости

 

Плоскость действия консольной нагрузки

Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.

Опасными участками вала являются сечения и или опоры подшипников. В сечении действуют изгибающие моменты, в плоскости , в плоскости , в плоскости консольной нагрузки и вращающий момент . Диаметр вала проверим по формуле ,

где, приведенный момент для опасного сечения ,

допускаемое напряжение на кручение,

;

.

В нашем случае , значит на первой опоре диаметр вала достаточен для изгибающих моментов и крутящего момента.

На второй опоре в сечении действуют, изгибающий момент в плоскости консольной нагрузки и крутящий момент .

;

.

В нашем случае , значит на первой опоре диаметр вала достаточен для изгибающих моментов и крутящего момента.

Оцениваем долговечность подшипников на быстроходном валу: для подшипника ;

где, число оборотов при пластичном смазочном материале;

максимальное число оборотов при жидком смазочном материале.

Определяем внутренние осевые силы, обеспечивающие нормальную работу подшипников: для первой опоры: (13)

где, коэффициент минимального осевого нагружения;

(14)

для второй опоры:

Определяем результирующие осевые составляющие. При данной схеме и приложенных нагрузках фиксирующей является первая опора, поэтому результирующие осевые составляющие:

для первой опоры:

для второй опоры:

Рассчитываем соотношения ;

где, диаметр шарика

диаметр окружности центров набора шариков

Принимаю значение коэффициента

Значение параметра осевого нагружения (15)

для первой опоры ;

для второй опоры .

Из соотношения нагрузок на первой опоре

На второй опоре

Следовательно, действие осевых составляющих при расчете эквивалентной нагрузки не учитываем, а долговечность оцениваем по опоре, воспринимающей большую радиальную нагрузку

;

где, коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,

коэффициент динамической радиальной нагрузки, зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;

радиальная нагрузка;

температурный коэффициент,

Определяем ресурс подшипника в часах

;

где, коэффициент, корректирующего ресурс в зависимости от надежности, ;

коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;

показатель степени ;

частота вращения быстроходного вала.

Расчетный часовой ресурс больше требуемого срока службы . Окончательно назначаем на быстроходный вал подшипник ГОСТ 831-75.

 

 

Промежуточный вал.

Предварительно назначаем шариковый радиально-упорный подшипник , у которого .Располагаем подшипники на расстоянии от внутренней стенки корпуса редуктора по схеме установки «врастяжку». Определяем положение расчетных точек приложения реакций опор. Данный подшипник имеет угол контакта . Поэтому под углом к вертикальной прямой, проходящей через центр качения, проводим прямую, пересекающую ось вала. Из полюсов зацепления конического и цилиндрического колес опускаем перпендикуляры на ось вала. Измерением определяем . На основании полученной расчетной схемы находим реакции опор от действующих сил в коническом и цилиндрическом зацеплениях:

 

Рис. 6. Расчетная схема промежуточного вала.

Силы, действующие на вал:

 

В плоскости действуют окружные силы:

Проверка:

В плоскости действуют радиальная и осевая силы:

Проверка:

Определяем суммарную реакцию на опорах:

Строим эпюры моментов промежуточного вала.

Рис. 7. Схема нагружения промежуточного вала. Эпюры изгибающих и вращающий моментов.

Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры моментов.

В плоскости

В плоскости

Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.

Наиболее опасным участкам промежуточного вала является сечение или четвертая опора подшипников. В сечении действуют изгибающие и вращающий моменты, в плоскости , в плоскости , вращающий момент .

В нашем случае диаметр вала в опасном сечении более чем достаточен.

Оцениваем долговечность подшипников : .

Внутренние осевые силы в соответствии с формулой (13) и (14): для 3-й опоры:

для 4-й опоры:

Определяем, какая опора является фиксирующей: . Из этого следует, что фиксирующей опорой является третья; в этом случае результирующие осевые составляющие:

Параметры осевого нагружения находим по формулам (15): :

для третьей опоры:

для четвертой опоры:

Из соотношения нагрузки на третьей опоре ; на четвертой опоре: .

Эквивалентная нагрузка в опорах: , где, коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника ;

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, ;

коэффициент динамической радиальной нагрузки, зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;

температурный коэффициент, ;

и соответственно радиальная и осевая нагрузки;

коэффициент динамической осевой нагрузки.

Определяем долговечность подшипников по наиболее нагруженной, четвертой опоре: ;

где, коэффициент, корректирующего ресурс в зависимости от надежности, ;

коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;

показатель степени ;

частота вращения промежуточного вала.

.

Расчетный часовой ресурс больше требуемого срока службы. Окончательно принимаем для промежуточного вала редуктора подшипник ГОСТ 831-75.

Тихоходный вал.

Предварительно назначаю шариковые радиальные подшипники легкой серии диаметров и узкой серии ширин : . Располагаю подшипники в корпусе редуктора на расстоянии от его внутренней стенки. Определяю положение расчетных точек реакций опор. Через центр тела качения проводим прямую пересекающую ось вала; из полюса зацепления цилиндрического колеса опускаю перпендикуляр, измерением определяю расстояния: На основании полученной расчетной схемы определяем реакции опор от действующих сил:

Рис. 8. Расчетная схема тихоходного вала.

Величина консольной нагрузки определяем по формуле:

где, вращающий момент на валу,

Окружная сила действует в плоскости :

Проверка:

В плоскости действуют радиальная и осевая силы:

Проверка:

В плоскости действия консольной нагрузки:

Проверка:

Оцениваем суммарные реакции в опорах:

 

Строим эпюры изгибающих и вращающего моментов. Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры изгибающих и крутящего моментов.

 

 

 

Рис. 9. Схема нагружения тихоходного вала. Эпюры изгибающих и вращающий моментов.

В плоскости :

 

В плоскости :

В плоскости консольной нагрузки:

 

Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.

Опасным участком тихоходного вала является шестая опора подшипников, на нее действуют изгибающие моменты: в плоскости в плоскости в плоскости консольной нагрузки и вращающий момент

В нашем случае диаметр тихоходного вала достаточен для нагрузок, так как

Оцениваем долговечность подшипников.

Согласно схеме нагружения вала осевую нагрузку воспринимает шестая опора. Из соотношения принимаю шариковые радиальные подшипники. Подшипник :

Находим значение из отношения где

Параметры осевого нагружения находим по формуле (15):

Из соотношения нагрузки на шестой опоре

принимаем

Определяем эквивалентные нагрузки:

;

где, коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,

коэффициент динамической радиальной нагрузки, зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;

радиальная нагрузка;

температурный коэффициент,

Ресурс подшипника рассчитываем по пятой опоре, так как :

;

где, коэффициент, корректирующего ресурс в зависимости от надежности, ;

коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;

показатель степени ;

частота вращения тихоходного вала.

Следовательно, подшипник не подходит для заданного срока службы. Назначаем подшипник средней серии диаметров , узкой серии ширин , у которого .

Эквивалентная нагрузка на опорах не изменится, так как данный подшипник более восприимчив к осевой нагрузке, следовательно, наиболее нагруженной опорой остается пятая опора.

Окончательно принимаю для тихоходного вала редуктора подшипники ГОСТ 8338-75.