6. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o= 187/10,010³= 0,018е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =187/1170 = 0,16 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = В – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,3– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·1170+0)1,3·1 = 1521 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 1521(573·99,5·16000/10⁶)^1/3 =14751 Н < C = 19,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(19,510³ /1521)³/60950 =36792часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o= 187/13,710³= 0,014е = 0,18 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/D =187/4447= 0,04 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·4447+ 0)1,3·1 = 5781 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 5781(573·19,9·16000·10⁶)^1/3 = 22788 < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,510³ /5781)³/60190 =15491часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·45 = 70 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 32 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·32 = 6 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·32 = 8 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,025а_т + 3 = 0,025·100 + 3 = 3,5 мм принимаем  = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·100 + 12 = 15,6 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.