6. Первый этап компоновки редуктора
Принимаем
зазор между торцом шестерни (ступицей
колеса) и внутренней стенкой редуктора
=1,2·8=9,6
мм. Принимаем А1=10
мм.
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8 мм.
Намечаем для валов редуктора радиальные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75
Таблица 6.1. Характеристики подшипников
-
Условное обозначение подшипника
d
мм
D
мм
b
мм
C
-
C0
-
311
55
120
29
71,5
41,5
318
90
190
43
143
99
7. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь, [по табл.7.15] [1].
Вращающий момент на ведущей звездочке
Ранее принятое передаточное число
Число зубьев ведущей звездочки [стр.148]
ведомой звездочки
Тогда
фактическое
Отклонение:
что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки [формула 7.38] [1]:
-
при спокойной нагрузке,
-
при
-
при наклоне цепи до
,
-
при периодическом регулировании
натяжения цепи,
-
при непрерывной смазке,
-
при односменной работе;
Ведущая
звездочка имеет частоту вращения
Среднее
значение допускаемого напряжения при
[p] =23MПа.
По таблице 7.15 подбираем цепь:
ПР-50,8-88,50 по ГОСТ 13568-75
Шаг t=50,8мм
Разрушающую нагрузку Q=226,8кН
Массу q=9,7кг/м
Скорость
цепи:
Окружная
сила:
По формуле 7.39 проверяем давление в шарнире:
,
при этом допускаемое давление:
[p]
=23,98 МПа / [По таблице 7.18] [1].
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36
т.к.
Уточняем межосевое расстояние [по формуле 7.37] [1].
Для свободного проворачивания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 6мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [по формуле 7.34] [1].
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек [по формуле 7.35] [1].
Силы, действующие в зацеплении
Окружная
- определенная выше.
Центробежная
От
провисания
,
где
-
при значении угла наклона передачи
[стр.151]
[1].
Расчетная нагрузка на валы:
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [по формуле 7.40] [1].
,
где
- динамический коэффициент.
(табл.
7.19) [1].
Условие выполнено
Размеры ведущей звездочки
Ступица звездочки
Толщина диска звездочки
Вн=31.75 (табл. 7.15) [1].
8. Проверка долговечности подшипников
8.1 Ведущий вал
Ft=9750 Н; Fr=3638; Н Fa=2215 Н; L1=99 мм
Рис.8.1 Схема нагружения ведущего вала
Реакции опор:
в плоскости XOZ
в плоскости YOZ
Проверка: RY1+RY2-Fr=2378+1256-3638=0
Суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2
Отношение
Этой величине по таблице 9.18,c.212,[1] соответствует e=0,25
Отношение
;
X=0,56;
иY=1,7.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3,c.212,[ 1 ])
где V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
коэффициент безопасности по таблице 9.19,c.214,[1] КБ=1,5;
температурный коэффициент по таблице 9.20,c.214,[1] КТ=1,05.
Расчетная долговечность, млн. об. по формуле ( 9.1,c.211,[ 1 ])
Расчетная долговечность, ч по формуле (9.2,c.211,[ 1 ])
ч,
что приемлемо.
Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную 10000 ч.