Розрахункові дані для ескізного компонування

Товщина стінки корпуса редуктора, мм	δ	8
Товщина верхнього фланця корпуса редуктора, мм	s	12
Відстань від внутрішньої стінки редуктора до торця деталі, що обертається, мм	е1	9
Відстань від торця підшипника кочення до внутрішньої стінки корпуса редуктора, мм	е	8
Найменша відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора та деталлю, що обертається, мм	b	9
Діаметр болтів, що з’єднують кришку з корпусом редуктора, мм	d3	8

Таблиця 3.3.4

Розміри для викреслювання компонувального ескізу редуктора

Параметр	Позначення	Величина	Параметр	Позначення	Величина
Розміри циліндричних передач	-	Визначені в розділі 3.2	Товщина стінки корпуса редуктора	δ	δ ≥ 8 мм; 0,025 aw+1
Товщина верхнього фланця корпуса редуктора	s	(1,5 … 1,75) δ	Відстань від внутрішньої стінки редуктора до торця деталі, що обертається	е1	(1,0…1,2) δ
Відстань від торця підшипника кочення до внутрішньої стінки корпуса редуктора	е	при v < 3 м/c – е = δ; при 3 м/с < v < 5 м/с – е =0; при v > 5 м/с – е = (3…5) мм	Ширина підшипника	Т	Підбирається відповідно діаметру валу. Для тихохідного валу обирають легку серію, для ведучого – середню.
Найменша відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора та деталлю, що обертається	b	1,2 δ	Діаметр болтів, що з’єднують кришку з корпусом редуктора	d3	0,02aw+ (6…7)

3.4. Підбір підшипників.

Згідно рекомендацій пункту 3.3 приймаємо для тихохідного валу роликові радіально-упорні підшипники легкої серії згідно ГОСТ 333-79 марки 7206. Характеристики та геометричні розміри обираємо з додатку 3. Дані підшипники встановлюємо «в розпір».

Таблиця 3.4.1 Геометричні характеристики підшипнику марки 7206 Діаметр вала в місці посадки підшипника d=30мм Динамічна вантажопідйомність С=31 кН Статична вантажопідйомність С0=38 кН Фактор навантаження е=0,36, Y=1,65 Зовнішній діаметр підшипника D=62мм Ширина підшипника Т=17,25мм α 14º

Рис. 3.4.1. Геометричні розміри роликових радіально-упорних підшипників

В радіальних та радіально-упорних підшипниках радіальні реакції вважаються прикладеними до валу в точках перетину нормалей, проведених до середини контактних площадок (рис. 3.4.2).

Рис. 3.4.2. Визначення відстані між точками прикладення реакцій.

Відстань a від цієї точки до торця підшипника визначається за формулою:

мм. (3.4.1)

Відстань l визначається виходячи з ширини зубчастого колеса, гарантованої відстані від нього до стінок редуктора (e) та ширини масловідбивних кілець (e₁).

Розраховуємо відстань між точками прикладення реакцій:

; (3.4.2)

мм.

Згідно завдання обираємо косозубу циліндричну передачу з правою лінією зуба на шестерні (рис. 3.4.3, а) або з лівою лінією зуба на шестерні (рис. 3.4.3, б)

а) б)

Рис. 3.4.3. Циліндрична косозуба передача з правою (а) та лівою (б) лінією зуба на шестерні.

Будуємо ескізну компоновку редуктора (рис. 3.4.4.).

Рис. 3.4.4. Компоновка редуктора.

Виконуємо розрахункову схему тихохідного валу і визначаємо реакції опор.

Рис. 3.4.5. Розрахункова схема тихохідного валу.

Складаємо рівняння у вертикальній площині XY:

. (3.4.3)

В площині XY опори розташовані симетрично відносно прикладеної сили F_t. Тому реакції в опорах будуть однаковими:

.

. (3.4.4)

Підставивши дані в формулу (3.3.4), отримаємо:

Н,

Н.

Складаємо рівняння у горизонтальній площині XZ:

. (3.4.5)

З рівняння (3.4.5) знаходимо R_zd :

. (3.4.6)

Підставивши дані в формулу (3.4.6), отримаємо:

Н.

Складаємо наступне рівняння:

. (3.4.7)

З рівняння (3.4.7) знаходимо R_ZС :

. (3.4.8)

Підставивши дані в формулу (3.4.8), отримаємо:

Н.

Визначаємо сумарну реакцію опори в точці С :

. (3.4.9)

Підставивши дані в формулу (3.3.9), отримаємо:

Н.

Визначаємо сумарну реакцію опори в точці D :

. (3.4.10)

Підставивши дані в формулу (3.3.10), отримаємо:

Н.

Радіальні сили R_С та R_D викликають в конічних радіально-упорних підшипниках осьові складові зусилля. Їх можна визначити за формулою:

, (3.4.11)

де e – фактор навантаження (табл. 3.4.1);

F_r – сумарна радіальна реакція в опорі.

Підставивши дані в формулу (3.4.11), для опори С отримаємо:

Н.

Підставивши дані в формулу (3.4.11), для опори D отримаємо:

Н.

З розрахунків видно що більш навантаженою є опора C. Для подальших розрахунків беремо підшипник опори C.

Для даної схеми установки підшипників повинні виконуватись умови:

; ;,

де ,- осьові навантаження на підшипники;

- осьова складова повної сили в зачепленні (3.2.22).

Приймемо, Н, тоді

=319,75+179,3 = 499,05Н.

Оскільки , то записані умови виконуються, отже тип підшипника обраний вірно.

Перевірка обраного підшипника має бути проведена за довговічністю (ресурсом) в динамічному режимі згідно (3.4.12).

, (3.4.12)

де L — довговічність підшипника до появи ознак втоми, млн обертів; a₁ і а₂₃ — коефіцієнти; С — базова динамічна вантажність (додаток 3); F_E — еквівалентне динамічне навантаження на підшипник; р — показник степеня, який для роликових підшипників — 10/3.

За відомою частотою обертання п, об/хв, рухомого кільця підшипника, за отриманим із формули (3.4.12) значенням L довговічність L_h, год, можна визначити за співвідношенням:

(3.4.13)

Коефіцієнт a₁ враховується в разі потреби мати підшипники підвищеної надійності: а₁ = 1 при 90%-й надійності; a₁ = 0,62 при 95%-й; a₁ = 0,53 при 96%-й; a₁ = 0,44 при 97%-й; a₁ = 0,33 при 98%-й і a₁ = 0,21 при 99%-й. В межах курсової роботи вважатимемо його рівним 1.

Коефіцієнт а₂₃ враховує умови експлуатації підшипників та якість матеріалу деталей підшипника. Для звичайних умов праці роликових конічних підшипників він дорівнює 0,65.

Згідно обраної схеми встановлення підшипників (рис. 3.4.6, а) визначаємо розрахункову схему (рис. 3.4.6, б).

а) б)

Рис. 3.4.6. Прийнята схема встановлення підшипників (а) та розрахункова схема (б)

Еквівалентне динамічне навантаження визначається за формулою:

, (3.4.14)

де:

V – коефіцієнт обертання (V=1 - якщо відносно вектора навантаження внутрішнє кільце обертається і V=1,2 – якщо не обертається);

К_δ – коефіцієнт безпеки (табл. 3.4.2).

Для редуктора, що розраховується V=1.

Обираємо значення коефіцієнта безпеки К_δ=1,3.

Для радіально-упорних роликових підшипників при виконанні умови , вважають, що опора працює лише на радіальне навантаження, а тому Х=1, Y=0. Якщо, слід враховувати і радіальне навантаження і осьове – Х=0,40, Y=0,4∙ctg(α).

Для опори С:

– , тоді Х=1, Y=0;

– еквівалентне динамічне навантаження

Н.

Для опори D:

– , тоді Х= 0,4, Y=0,4 ctg 14º=1,604;

– еквівалентне динамічне навантаження

Н.

Визначаємо довговічність найбільш навантаженого підшипника за формулами (3.4.12, 3.4.13):

млн. обертів.

год.

Згідно умов термін роботи передачі має бути не менше ніж 36000 год.

Підібрані підшипники відповідають встановленим нормам терміну роботи передачі.

Таблиця 3.4.2