7 Компоновка

Вычерчиваем на миллиметровой бумаге упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерню выполняем за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2δ=1,2 х 8 = 9,6 мм. Принимаем зазор от окружности вершин зубъев колеса до внутренней стенки корпуса А =δ= 8 мм;

Намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии (рисунок 6).

Рисунок 6- Шарикоподшипник радиальный однорядный

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 =35мм и d_П2 =50 мм (таблица 2) № 308 и 311.

Таблица 2

Условное обозначение подшипника	d	D	В	Грузоподъемность
	Размеры, мм			С	Со
308	40	90	23	41,0	22,4
311	55	120	29	71,5	41,5

Для смазки подшипников принимаем пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина у=8 - 12мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l₁ =78 мм и на ведомом l₂=78 мм. Принимаем окончательно l₁= l₂= 78 мм. Глубина гнезда подшипника l г= 1,5 В; для подшипника 311 В = 29 мм; l г = 1,5х27 = 40,5 мм; примем l г = 41 мм (таблица 2). Толщину фланца Δ крышки принимают примерно равной d_о отверстия; в этом фланце Δ = 14 мм. Высоту головки болта примем 0,7 dв=0,7 х 12 = 8,4 мм. Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи – 10мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага. Таким образом l = t+5= 31,75 + 5 = 36,75 мм.

Измерением устанавливаем l₃=80 мм. Примем окончательно l3=80 мм

8 Проверка долговечности подшипника

Рассмотрим ведущий вал (рисунок 3). Из предыдущих расчетов имеем:

F_t =2370 H,

F_r =885 H,

F_a =525 H;

Из первого этапа компоновки

l₁=80 мм.

Реакции опор:

В плоскости xz

R_X1 =R_X2= Н;

В плоскости yz реакции определяются по формуле (8.14) [1]:

R_Y1 = ;

R_Y2 =

Проверка:

R_Y1+ R_Y2–F_r=552+333 – 885 = 0.

Суммарные реакции :

P_r1= ;

P_r2= ;

Подбираем подшипники по балке нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (таблица 2)

D=40 мм;

D=90 мм;

В=23 мм;

С=41,0 кН;

С_о=22,4 кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле (9.3) [1]:

Р_э=(XVP_r1 +YP_a)К_б К_т,

где Р_r1- радиальная нагрузка. Р_r1=1307 Н;

Р_а – осевая нагрузка. Р_а =F_a=525Н;

V – коэффициент, учитывающий посадку колец подшипника.

V=1 (вращается внутреннее кольцо);

К_б -коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров. К_б=1

К_т – температурный коэффициент. К_т=1

Составим расчетную схему ведущего вала (рисунок 7)

Рисунок 7 – Расчетная схема ведущего вала

Отношение

Этой величине по таблицу 9.18 [1] соответствует е 0,23.

Отношение

;

Х=0,56

У=1,99.

Р_э=(0,56·1307+1,99·525) 1877 Н.

Расчетную долговечность (млн. об) определим по формуле (9.1) [1]:

L=

L=

Расчетная долговечность в (Н) определим по формуле (9.2) [1]:

Н,

Что больше установленных ГОСТ 16162–85

Ведомый вал (рисунок 8) несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t=2370 H;

F_r=885 H;

F_a=525 H

Нагрузки на вал от цепной передачи определены при расчете цепной передачи в разделе 6.

F_В =3750 Н.

Составляющие этой нагрузки:

F_Вx= F_Вy= F_Вsin 45°=3750 х 0,707 = 2651Н

Из первого этапа компоновки l₂=80мм и l₃=80 мм.

Реакции опор:

В плоскости xz

Поверка:

в плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции:

Рисунок 8 – Расчетная схема ведомого вала

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 311 средней серии (таблица 2 раздел 7.

d = 55 мм;

D = 120 мм;

В = 29 мм;

С = 71,5 кН;

С_о = 41,5 кН.

Отношение

Этой величине по таблице 9.18 [1] соответствует е ≈ 0,20 (получаем, интерполируя).

Отношение

следовательно,

Х=1

У = 0

Поэтому эквивалентная нагрузка составит:

Р_э = Рr₄ · V · Кб · Кт = 5963 · 1 · 1,2 · 1 = 7156 Н.

Примем Кб=1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.

Расчетная долговечность в (млн. об) определим по формуле (9.1) [1]:

Расчетная долговечность в часах определим по формуле (9.3) [1]:

где n=145 об/мин – частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не может быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс

L_h ≈ 228 · 10³ ч,

а подшипники ведомого вала 311 имеют ресурс

L_h ≈ 112 · 10³ ч.