Расчет редуктора прямозубого

align="center">  Рисунок 5 – Конструкция зубчатого колеса

   Определяем размеры конструктивных элементов зубчатых колес (рисунок 5)

   – диаметр ступицы:

  принимаем d_ст = 65 мм;

   – длина ступицы:

  принимаем l_ст = 40 мм;

   – толщина обода:

  принимаем δ₀ = 8 мм;

   – толщина диска:

  принимаем с = 10 мм;

   – диаметр  окружности отверстий:

  принимаем D_отв = 120 мм;

   – диаметр отверстий:

  принимаем d_отв = 25 мм;

  – размер фаски, мм: n ≈ m = 2 мм; 

  5 эскизная компоновка редуктора

   5.1 Определение размеров  конструктивных элементов  корпуса редуктора

   Определяем  толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм):

    δ = (0,025∙a_w + 1) = (0,025∙120 + 1) = 4 мм.

       принимаем δ = 8 мм.

   Толщину стенки крышки принимаем δ₁ = δ = 8 мм.

   Определяем  диаметры болтов, соединяющих:

    – редуктор с плитой: d₁ = 2 ∙ δ = 2 ∙ 8 = 16 мм,

      принимаем болты М16.

    – корпус с крышкой у бобышек подшипников: d₂ = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм,

      принимаем болты М12.

    – корпус с крышкой по периметру соединения: d₃ = 1,0∙δ = 1,0∙8 = 8 мм,

      принимаем болты М10.

   Определяем  ширину фланцев редуктора:

   S_i = δ +2 + к_i,

      – фундаментного S₁ = 8 + 2 + 40 = 50 мм;

      – корпуса и крышки (у подшипников) S₂ = 8 + 2 + 32 = 42 мм;

      – корпуса и крышки (по периметру) S₃ = 8 + 2 + 28 = 38 мм.

     

   Определяем  толщину фланцев редуктора:

    – фундаментного δ_фл1 = 2,3∙δ = 2,3∙8 = 18,4 мм;

      принимаем δ_фл1 = 20 мм;

    – корпуса (соединение с крышкой) δ_фл2 = 1,5∙δ = 1,5∙8 = 12 мм;

      принимаем δ_фл2 = 12 мм;

    – крышки (соединение с корпусом) δ_фл3 = 1,35∙δ = 1,35∙8 = 10,8 мм;

      принимаем δ_фл3 = 10 мм;

   Для установки крышки относительно корпуса  применяем два штифта 8h7х30 по ГОСТ 9464–79.

   5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

   Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм;

   Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:

    С = (1,0…1,2)∙δ = (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм;

    принимаем С = 10 мм.

   Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

    С₅ = 1,2∙δ = 1,2∙8 = 9,6 мм.

   принимаем С₅ = 10 мм.

   Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

    С₆ = (5…10)∙m = (5…10)∙2 = 10…20 мм.

   5.3 Предварительный  выбор подшипников  качения

   Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8

Таблица 8 – Параметры подшипников качения

   5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников

   В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ, диаметр d, и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

   Толщина фланца крышки δ₁ = 1,2∙δ;

   Толщина цилиндрической части δ₂ = (0,9…1,0)∙δ;

   Диаметр установки винтов D₁ = D + 2,5∙d;

   Диаметр фланца D₂ = D₁ + 2∙d;

   

   Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников

   Размеры конструктивных элементов подшипниковых  крышек быстроходного и тихоходного  валов сводим в таблицу 9

Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек

   5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

  Так как окружная скорость зубчатых колес  υ₁ < 10…15 м/с (υ₁ = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм³/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

  Так как окружная скорость зубчатых колес  υ₁ < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

   5.6 Выбор уплотнений валов

   В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10

   Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет

 

   

   6 Проверочный расчет подшипников качения

   6.1 Определение сил,  нагружающих валы  редуктора

   

   Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора

   Определяем  силы в зубчатом зацеплении

   Окружная сила:

                                              (26)

   

   

   Радиальная сила:

                                                   (27)

       где  α – угол зацепления передачи; для передач без смещения α = 20˚;

   

;

   

   Определяем  консольные силы

                                                       (28)

   на  быстроходном валу от муфты

   

   на  тихоходном валу от цепной передачи

   

   6.2 Проверка подшипников  быстроходного вала

   6.2.1 Определение реакций  опор 

   

Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала

   Определяем  опорные реакции в вертикальной плоскости

   

   

   

   

  

   

   Проверка: ΣY_i = R_Аy – F_r1 + R_Вy = 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0.

   Определяем  опорные реакции в горизонтальной плоскости

   

  

   

   

 

   

   Проверка: ΣХ_i = R_Аx + F_t1 – R_Вx + F_к1 = 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0.

   Определяем  суммарные радиальные реакции

   

   

   6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

   Исходные  данные для расчета:

      Частота вращения вала – n = 960 об/мин;

      Требуемая долговечность подшипника – L_h = 10000 ч;

      Подшипник 207

      Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 25500 Н;

      Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

   Расчет  ведем для опоры В, как наиболее нагруженной

      Радиальная  реакция F_r = R_B = 1299,6 Н;

      Определяем  эквивалентную динамическую силу

                                              (29)

   где  К_Б – коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,3;