Расчет и конструирование редуктора (Выходная мощность - 6,6 кВт, число оборотов выходного вала - 10 об/мин), страница 5

Ниже представлены размеры к эскизной компоновке

Размеры к эскизной компоновке
	Наименование	Величина
a	Расстояние от торца вращающихся деталей до внутренней стенки редуктора
c	Заглубление подшипника в гнездо корпуса	принимаем пластичную смазку подшипников c=10 мм
D	Зазор между зубчатым колесом и внутренней поверхностью корпуса редуктора
l’0	Расстояние от середины муфты   до середины опоры
w	Ширина стенки корпуса в месте посадки подшипника	76 мм

Конструктивно назначаем подшипники:

вал II: подшипник №7310 (роликовый) 50х110х29,25

вал III: подшипник №7310 (роликовый) 50х110х29,25

вал IV: подшипник №46222 (шариковые) 110х200х38

Для соединения выходного вала с механизмом примем зубчатую муфту с [T]=11800 Н∙м,  d=105, D=320.

9.  Проектный расчет вала III

9.1.  Вертикальная плоскость

9.1.1.  Реакции опор

Проверка:

9.1.2.  Определяем изгибающий момент в характерных точках

9.2.  Горизонтальная плоскость

9.2.1.  Реакции опор

Проверка:

9.2.2.  Определяем изгибающий момент в характерных точках

9.3.  Результирующие реакции

9.4.  Суммарный изгибающий момент

9.5.  Крутящий момент Т_III=1210 Н∙м.

9.6.  Эквивалентный момент в точке С и D

9.7.  Определяем диаметр вала в рассматриваемых сечениях

Увеличим диаметр посадочного отверстия конического зубчатого колеса до 67 мм.

10.  Расчет и выбор подшипников качения

В соответствии с выбранными при эскизной компоновке подшипниками находим их динамическую и статическую грузоподъемности: С=117кН, С₀=90кН.

Радиальные нагрузки на подшипники

а) Определяем коэффициент влияния осевого нагружения по табл. К29 [4, стр.437] е=0,310

б) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

в) Определяем осевые нагрузки подшипников

     

г) Находим отношения:

;

д) Определяем эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

– подшипник А

где        – см. табл.9.2. [1, стр.71];

 - коэффициент безопасности определяется по табл.9.1 [1, стр.70]

 – температурных коэффициент [1, стр.71].

– подшипник B

Так как эквивалентная динамическая нагрузка больше для подшипника В, то для него определяем номинальную долговечность:

Заменим выбранные подшипники на подшипники №7611, для которых С=160кН, С₀=140кН, е=0,323, a=12⁰.

а) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

б) Определяем осевые нагрузки подшипников

     

в) Находим отношения:

;

г) Определяем эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

– подшипник А

где        – см. табл.9.2. [1, стр.71];

 - коэффициент безопасности определяется по табл.9.1 [1, стр.70]

 – температурных коэффициент [1, стр.71].

– подшипник B

Так как эквивалентная динамическая нагрузка больше для подшипника В, то для него определяем номинальную долговечность:

11.  Второй этап компоновки

Выбираем шпонки и проверяем их на смятие и на срез.

Вал II

- на выходном конце вала: Шпонка 10х8х45 ГОСТ 23360-78

Расчет шпонки на смятие

Удлиним выходной конец вала до 60 мм и выберем длину шпонки 50 мм

Вал III

- на зубчатом колесе быстроходной ступени: Шпонка 20х12х70   ГОСТ 23360-78.

Расчет шпонки на смятие:

Устанавливаем две шпонки и тогда

Вал IV

- на выходном конце вала: Шпонка 28х16х125 ГОСТ 23360-78

Расчет шпонки на смятие

Устанавливаем две шпонки, то

- на зубчатом колесе тихоходной ступени: Шпонка 32х18х80 ГОСТ 23360-78

Расчет шпонки на смятие

Устанавливаем две шпонки и увеличиваем их длину до 100мм, увеличив при этом ширину ступицы до 110 мм.

12.  Расчет валов на усталостную прочность

Условие прочности имеет вид

, где n_s и n_t - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

Для принятых материалов валов пределы выносливости при изгибе и при кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения