мм,

  Толщина стенок  литого корпуса  крышки:

                                                          

мм ,                                         (55)

мм,

3.Намечают  внутренние стенки  редуктора, назначая  расстояние от  торцов колес,  мм:

                                                                  

                                           (56)

мм,

И расстояние от венцов колес, мм:

                                                                  

                                          (57)

 мм,

4.Вычерчивают  валы с размерами  принятыми в ориентировочном  расчете

5.Назначают  подшипник легкой  серии и выписывают  их размеры  (табл. 2)

                

 

Таблица 2 – Размеры подшипников.

 

  Расстояние от  внутренней стенки  до торца подшипника  рекомендуется принимать мм , принято =5мм.

  6. Конструируют подшипниковый  узел для определения  размеров консоли.  Ориентировочно длина  консоли (расстояние  от середины подшипника  до середины ступицы)  назначается:

   

    Для быстроходного  вала:

                                                          l_к.б.= (2,2…2,5)d_2,                                                  (58)

                                                          l_к.б.= 2,2*35=77мм;

  для тихоходного  вала:

                                                          l_к.т..= (1,8…2,2)d_2,                                           (59)

                                                          l_к.т.= 1,9*55=105 мм.

                7. Приближенный расчет валов

Исходные  данные:

  Окружная сила, F_t=2021 Н;

Радиальная  сила, F_r= 898 Н;

Осевая  сила, F_a = 1417 Н;

Сила, действующая на валы цепной передачи, F=1513H.

Делительный диаметр: шестерни, d₁=119мм;

                                         колеса, d₂= 380 мм.

Расстояние  до линий действия сил, l=150мм;  l₂=l=75мм; l=104,5.

 
 

        Приближенный расчет  дает более достоверные  результаты, чем ориентировочный,  т.к. диаметр вала  определяется из  расчета на сложное  напряженное состояние  при действии крутящего  и  изгибающего  момента. Расчет  проводится для  промежуточного вала редуктора, т.к. он является наиболее нагруженным.

       Реакции опор R_1y и R_2y  определяются из двух уравнений равновесия. Третье уравнение используется для проверки.

  1)                   ; ,                        (60)

где  m₁, m₂ – сосредоточенные моменты от приведения осевых сил;

                              ,                                                (61)

                          .

2)Реакцию в другой опоре найдем из уравнения равновесия относительно оси X:

               ;   ,                                                              (62)

                          ,                                                                         (63)

R

Н.

  3)Провера:

                                   

,                     (64)

.

   Равенство соблюдается, реакции опор определены верно.

   Моменты в сечениях:

   1 участок                                                                                         

  м.

   2 участок                                                                                          

 Н м,

 Н м.

 

3 участок:                                          М

                                                                                                       М

Н м,

М                                                        (65)

М

Н м.

  В направлении Х действует только одна сила F_t1, поэтому:

                                                                   

                                                  

                                           (66)

.

.

 
 

   Моменты в сечениях:

                 

                                                                             (67)

  м,

   Суммарный изгибающий  момент в опасном сечении 3:

                ,                                                           (68)

Н м.

  Приведенный момент  М_пр:

,                                                          (69)

  где  - коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного и нормального напряжений (для нереверсивного привода =0,7) [2],

       T- крутящий момент на валу ( T=518 Н м)

Н м.

  Диаметр вала:

                                                                             (70)

  где  - допускаемое нормальное  напряжение ( МПа)[1]

                              .

  В результате ориентировочного  расчета получен  диаметр вала d₁=50 мм, который назначается , т. к. это позволяет иметь дополнительный запас прочности.

 

               

8. Подбор подшипников качения.

 

     Выбор схемы расположения подшипников.

  В цилиндрических  редукторах при  угле наклона  возникают небольшие осевые силы, которые воспринимаются радиальными шарикоподшипниками (рисунок 6)

 
 
 

                          

      

      Рисунок 6- Схема расположения подшипников.

      Осевая  нагрузка F_a воспринимается только одной фиксированной опорой. Другая, “плавающая”, опора воспринимает только радиальную нагрузку, обычно меньшую величину, для обеспечения перемещения этой опоры при температурных деформациях.

      Расчет  подшипников качения промежуточного вала.

 

     Исходные  данные:

 

• посадочный  диаметр, d, мм                  50;

                радиальные нагрузки на подшипниках:             

                                                                 

                                                                 

=2031 Н

                                                             

=2398 Н

• осевая на колесе                                                            F_а= 1417 Н
• частота вращения вала, n, об/мин    114,2.

         Приняты шарикоподшипники 210 с параметрами d C=35,1кН;  С₀=19,8кН

       Радиальные нагрузки  на подшипники  определены как  результирующие реакции  опор:

                                                                

,                                          (71)

  где R_x- проекция реакций опоры на ось X;

      R_y- проекция реакций опоры на ось Y;

 

    Из отношения   F_a/C₀ , методом линейной интерполяции определен коэффициент осевого нагружения е.

.

   Найдено:  ,

где  V- кинематический коэффициент (для шариковых сферических подшипников и упорных подшипников V=1 ).

       .

   Так как 0,27<0,6, следовательно, приведенная нагрузка R₂, кН:

                                          

                                     (72)

  где k_Б- коэффициент безопасности (k_Б=1,4);

       k_Т- температурный коэффициент (k_Т=1).