3.7.10 Определение диаметра делительных окружностей звездочек
Делительная окружность ведущей звездочки:
.
Делительная окружность ведомой звездочки:
Размеры венцов звездочек определяются по формулам [2,с.70]:
Рис.9 Эскиз звездочки зубчатой цепи
Диаметр окружности выступов:
Диаметр окружности впадин:
где h –высота зуба; h =в1+е,
где в1 – расстояние от отверстия до вершины зуба цепи;
в1 =14мм; [2, табл. 4.12];
h =14+3=17мм;
е – радиальный зазор; е=3мм
Диаметр проточки Dc=De-1,5t; Dc1=288-1,5.25,4=250мм;
Dc2=577,2-1,5. 25,4=539,1 мм.
Ширина венца b=B+2s, где s – толщина пластины цепи; s =3мм,
b=68+6=74мм;
Радиус закругления зуба R=t=25,4мм;
Толщина обода δ=1,5(dе- dд) =1,5(288-267,4)=20,6 мм; принимаем δ=21мм.
Толщина диска С=(1,2…1,3) δ=1,25. 21=26,25 мм. принимаем С=26 мм.
3.8 Проверка долговечности подшипников
Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил в редукторе (рис.10).
Рис.10 Пространственная схема сил
3.8. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.
Из предыдущих расчетов имеем : Ft1= 1161Н, Fг1= 392 Н и Fа1= 158 Н.
Из первого этапа компоновки l1= 90мм. с1= 120 мм. f1= 50 мм. ( рис.11)
Fм- консольная
нагрузка от муфты; Fм=80
80
Составляем расчётную схему вала и определяем силы, нагружающие подшипники.
Определяем реакции опор в плоскости XОZ :
Σ М (1 ) =0; Fм· l1-Ft1 (c1 + f1)+Rx2 .c1 =0
Rx2
= -Fм· l1+Ft1
(c1 +
f1) /
c1=
Σ М ( 2 ) =0; Fм (l1 + c1) -Ft1. f1-Rx1 .c1 =0
Rxl
= Fм (l1
+ c1)
-Ft1.
f1/
c1=
Проверка: Rx1 +Rx2 - Fвх - Ft1 =0
В плоскости YОZ:
Σ М (1 ) =0; Fr1 (c1 + f1) -Fа1. (dm1 /2) -Rу2 c1=0:
Rу2=
Fr1
(c1 +
f1)
-Fа1.
(dm1
/2) / c1=
Σ М ( 2 ) =0; Fr1 · f1-Fа1. (dm1 /2) +Rу1 c1=0:
Rу1=
-Fr1 ·
f1+Fа1.
(dm1
/2) / c1=
Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Осевые реакции в подшипниках:
S1=0,83 е Rr1 =0,83.0,37. 596=183Н
S2=0,83 е Rr2 =0,83.0,37.1286=386Н
е- параметр осевого нагружения; е=0,37;
Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1, табл. 9.21):
S1 <S2, Fа1> 0, тогда Fа2= S2 =386Н; Fа1= S2 +Fа1= 386+158=544Н
Рис.11 Расчётная схема ведущего вала.
Рассмотрим более нагруженный подшипник № 2:
Отношение Fа2/ Rr2 =386/1286=0,3 < е, тогда осевую силу не учитываем.
Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1;
Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0;
Эквивалентная нагрузка: PЭ = (X · v · Rr1 + Y · Fа1) · Kб · KT
v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.
Kб - коэффициент безопасности ; для редукторов всех типов Kб=1,3 [1, табл. 9.19].
КT = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С0 КT =1,0.
PЭ =(1. 1286+0.386).1,3.1=1672Н.
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 1- частота вращения ведущего вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника№7208, Кн.
Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7210 подходят для ведущего вала редуктора.