5.1 Розрахунок ведучого вала

Прийняти []_к= 25 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала.

(5.1)

де М – момент на валу редуктора, Нмм.

мм

Одержаний результат округлюємо до ближчого більшого значен­ня з ряду Ra40

Приймаємо d_B1=36 мм.

Посадочні розміри під манжетне ущільнення =40 мм, під підшипники =45мм, упорного буртика =50 мм , для посадки орієнтов­но призначеного підшипника .

Шестерню доцільно виготовити за однеціле з валом (рисунок 5.1).

Рисунок 5.1 - Конструювання ведучого вала

5.2 Розрахунок веденого вала

Так як у завданні не вказано, що буде знаходитись на вихідному валу редуктора, то прийняти []_к= 20 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала.

мм

Приймаємо d_B2=50 мм. Призначаємо діаметр під ущільнення =56 мм, діаметр вала під підшипник =60 мм, ; діаметр вала під посадку маточи­ни зубчастого колеса =63 мм, ; діаметр упорного буртика d_б=71 мм.

Рисунок 5.2 - Конструювання веденого вала

6 КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ ЗУБЧАСТОЇ ПАРИ РЕДУКТОРА

Діаметр маточини колеса = мм . Прийняти 100 мм

Довжина маточини l_мат=(1,2...1,5) = мм

Прийняти l_мат = 90 мм – рівною ширині колеса

Товщина ободу (мм

Прийняти 10мм

Колесо виготовляється з поковки, конструкція дискова.

Товщина диска l (0,2...0,3)b₂ = мм

Прийняти l = 24мм

Діаметр отворів у диску призначається конструктивно, але не менше 15...20мм.

7 КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ КОРПУСА Й КРИШКИ РЕДУКТОРА

Товщина стінки корпуса

8мм

Товщина стінки кришки редуктора

8мм

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора

мм

Товщина поясу кришки редуктора

=12мм

Товщина нижнього поясу корпуса редуктора мм, прийняти 20мм

Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора

мм

Діаметр фундаментних болтів

мм, прийняти 20мм

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для

кріплення редуктора до фундаменту).

мм

Діаметр болтів (гвинтів) які з’єднують корпус з кришкою редуктора приймають у залежності від міжосьової відстані з таблиці Б23.

d_к = (0,5.. .0,6) мм, прийняти d_к = 12мм

Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпуса й кришки редуктора біля підшипників

К = 3d_к мм

Ширину пояса К₁ призначають на 2...8 мм більше К , прийняти К₁ =42мм.

Діаметр болтів (гвинтів), які з’єднують кришку й корпус редуктора біля підшипників

d_кп = 0,7 мм

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипника до редуктора приймають із таблиці Б24. мм,

прийняти =10мм для швидкохідного і тихохідного валів.

Діаметр віджимних болтів можна приймати орієнтовно з діапазону 8...16 мм (більші значення для тяжких редукторів).

Діаметр гвинтів для кріплення кришки оглядового отвору

d_ко = 6…10мм, прийняти d_ко =10мм

Діаметр різьби пробки (для зливу масла з корпусу редуктора).

мм,

прийняти 16мм (згідно стандарту).

Відстань між внутрішньою стінкою основи корпуса редуктора й колом вершин зубів колеса

, прийняти у'=30мм.

Відстань між внутрішньою стінкою кришки редуктора й колом вершин зубів колеса

мм

8 РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ ГНУЧКИМ ЗВ’ЯЗКОМ

Розрахунок пасової передачі виконуємо з використанням комп’ютерної програми “Компас”.

Розрахунок вихідних даних.

Прийняти переріз клинового паса (таблиця Б13).

За потужністю, що передається P₁ =5,5кВт і частотою обертання n₁=960 об/хв враховуючи, що кутова швидкістю малого шківа ₁ =100 рад/с , приймають переріз клинового паса (таблиця Б13.). Переріз паса - Б

Для прийнятого перерізу паса виписуємо з таблиць площа перерізу

А, і висоту перерізу паса h (таблиця Б15), а потім прийняти діаметр малого шківа d₁ (таблиця Б16 )

А=138мм²

h=10,5мм

Приймаємо d₁ =125мм

Визначаємо швидкість паса і порівнюємо її з максимально допустимою

 = (8.1)

 = мм/с=6,2м/с

_max= 25 м/с

Розрахунковий діаметр більшого шківа

d₂=ud₁(1 -) (8.2)

d₂ мм

прийнявши коефіцієнт ковзання =0,015 округлити d₂=400мм за стандартним рядом чисел (таблиця Б14)

Орієнтовна міжосьова відстань

(8.3)

мм

Розрахункова довжина паса

l =2а + 0,5(d₂ + d₁) + 0,25(d₂ – d₁)²/ а (8.4)

l мм

прийняти величину l=3900мм за стандартним рядом (таблиця Б15)

Кут обхвату пасом малого шківа

₁ = (8.5)

₁

₁  [₁ ] =120°

Допустима приведена потужність, що передається одним пасом, [Р_п]

[P_n]=[P₀]C_aC_pC_lC_z (8.6)

де [Р₀]- допустима приведена потужність (таблиця Б16),[Р₀]=1,39кВт

С_ - коефіцієнт кута обхвату (таблиця Б17). С_=0,95

С_l - коефіцієнт, який враховує вплив на довговічність дов­жини паса (таблиця Б18) С_l=1,01

С_р - коефіцієнт динамічного навантаження (таблиця Б19).С_р=1

C_z - коефіцієнт, який враховує очікуване число пасів у ком­плекті (таблиця Б20) . Очікуваним числом пасів задаємося C_z =0,9

[P_n] кВт

Число пасів у комплекті

(8.7)

Сила попереднього натягу паса

(8.8)

де Р₁ , Вт,

 , м/с.

Сила, яка діє на вали:

F_n = 2F₀sin(₁ /2) (8.9)

F_n

Для виконання необхідно порахувати й ввести такі вихідні дані.

Вихідні дані

1. Попереднє передаточне відношення и=3 ;

2. Попередня міжосьова відстань а_w=825мм ;

3. Потужність Р₁=5,5кВт;

4. Частота обертання n₁=960об/хв;

9 ЕСКІЗНЕ КОМПОНУВАННЯ РЕДУКТОРА

Щоб накреслити компонування редуктора, перевірити міцність і жорсткість валів, необхідно орієнтовно знайти інші конструктивні розміри його деталей і складальних одиниць.

Зазор між внутрішньою боковою стінкою корпуса й торцем шестерні або колеса визначають із співвідношення

Y = ( 0,5…1,5 ) , прийняти Y =10мм.

Якщо l_мат > b₁ , то відкладають Y від торця ма­точини.

Відстань між внутрішньою стінкою корпуса (кришки) редук­тора й колом зубів колеса і шестерні

Y₁ = ( 0,5…1,5 ) , прийняти Y₁ = 10мм.

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола d_а2 до внутрішньої стінки кар­тера орієнтовно призначають із співвідношення

= ( 3…4 ) , прийняти = 30 мм

Довжини вихідних кінців швидкохідного l₁ і тихохідного l₂ валів визначають із співвідношення l=(1.5 ... 2)d_В, a потім уточнюють, виходячи з довжин маточин деталей складальних одиниць, які насаджуються на ці кінці:

l₁ = (1, 5 . . .2)d_В1 , прийняти l₁ = 60мм;

l₂ = (1, 5 . . .2)d_В2 , прийняти l₂ = 80мм

Орієнтовно призначаємо тип підшипників кочення для швид­кохідного і тихохідного валів і визначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Типорозміри підшипників намічаються орієнтовно для можливості компонування редуктора: в подальшому при підборі підшипників за ди­намічною вантажопід’ємностю їх, параметри будуть уточнені.

Орієнтовно призначають підшипники легкої серії.

Для косозубих редукторів призначаємо кулькові радіальні підшипники, якщо відношення осьового й максимального радіального навантажен­ня не перевищує 25% , інакше кулькові радіально- упорні або конічні роликопідшипники .

Так як , 25% то призначаємо роликові конічні підшипники. Виписуємо основні параметри підшипників (таблиця 28)

Таблиця 9.1- Параметри підшипників

Умовне позначення підшипника	d	D	Tmax		Вантажепід’ємність
	Розміри, мм				Сr	С0r
7209 7212	45 60	85 110		21,0 24	42,7 72,2	33,4 58,4

Розміри кришок визначаємо з таблиці Б48

Розміри і орієнтовно прийняти

мм,

мм.

Відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні

= 8…18 мм, прийняти = =12 мм.

= 8…18 мм, прийняти =12 мм.

Відстань від точок прикладання опорних реакцій до точки прикладання сили що передається на вал від пасової (ланцюгової передачі) орієнтовно рівна сумі : довжини вихідного кінця вала , відстані до початку підшипника й половині висоти підшипника ( відстані вимірюються з компоновки)

Габаритні розміри редуктора

Ширина редуктора

Довжина редуктора.

Висота редуктору.

де - загальна висота прилива і оглядової кришки

Викреслюємо компоновку редуктора на міліметровому папері в масштабі 1:1. При цьому орієнтовно одержані конструктивні розміри редуктора і його деталей можуть незначно змінитися.

Приблизно по середині листка паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну осьову лінію, потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані a_w Викреслюємо ведучий і ведений вали, зубчасте колесо в зачепленні з валом - шестернею, окреслюємо внутрішню стінку корпуса, потім підшипники, кришки, ущільнення, зовнішню поверхню корпуса редуктора

10 ВИБІР ПІДШИПНТКІВ КОЧЕННЯ ЗА ДИНАМІЧНОЮ ВАНТАЖЕПІД’ЄМНІСТЮ