2 Конструктивна частина

2.1 Конструктивні розміри зубчастої пари

1) Діаметр маточини колеса

94 мм

2) Довжина маточини

= 77 мм

3) Товщина диску зубчастого колеса

4) Товщина ободу вінця

= 10 мм

5) Діаметр технологічних отворів

, в кількості = (4... 6)

2.2 Конструктивні розміри корпусу та кришки редуктора

1 ) Товщина стінки корпуса редуктора

= 8,45 мм

2) Товщина стінки кришки редуктора

= 8,45 мм

3) Товщина верхнього поясу корпуса редуктора

13 мм

4) Товщина нижнього поясу корпуса редуктора

21 мм

5) Товщина поясу кришки редуктора

13 мм

6) Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора

8 мм

7) Діаметр фундаментних болтів

21 мм

8) Діаметр болтів, що з'єднують кришку з корпусом біля підшипника

16 мм

9) Діаметр гвинтів, що з'єднують кришку підшипника і корпус редуктора

по ГОСТ 11738-72

З мм

10) Ширина нижнього поясу корпуса редуктора

53 мм

11) Діаметр штифтів, що з'єднують кришку з корпусом редуктора

по ГОСТ 3128-70

14мм

12) Діаметр пробки для зливу масла з редуктора

19 мм

13) Діаметр гвинтів для закріплення кришки оглядового отвору

по ГОСТ 1491-72

d_KC= (6...10) = 10 мм

2.3 Підбір та перевірка шпонок

Для передачі обертового моменту в основному застосовують призматичні та сегментні шпонки. Призматичні шпонки виконують прямокутного перерізу. Кінці шпонок округлені або пласкі.

Рисунок 2 – Ескіз шпонки

Таблиця 1- Параметри розрахунку шпонок

Параметри	Ведучий вал	Відомий вал
Діаметр валу, мм	db1=48	db2=61
Розмір шпонки,(b h) мм	14×9	18×11	14×9
Довжина шпонки, мм (l)	70	56	60
Глибина паза, мм (t1,t2)	5,5 3,8	7 4,4	5,5 3,8
Допустиме напруження з'мяття, [ ]зм,МПа	140	140	140
Розрахункове напруження зім'яття, зм, МПа	36,7	94,8	137

Відомий вал

Напруга зім'яття

_см1= (2.1)

_см1= 36,7 МПа

Відомий вал

Напруга зім'яття

_см2= (2.2)

_см1= 94,8 МПа

_см3= (2.3)

_см1= 137 МПа

2.4. Підбір підшипників

Рисунок 2 – Епюри моментів

1) Визначення реакцій опор

Горизонтальна площина.

Рівняння рівноваги:

Вертикальна площина

Рівняння рівноваги:

(2.4)

(2.5)

Сумарні реакції:

(2.6)

, (2.7)

2) Вибір типу підшипника

Найбільше навантажений підшипник А, так як на нього діє осьова

сила .

Перевірка радіально-упорних шарикопідшипників

При встановленні радіально-упорних шарикопідшипників точки прикладення радіальних реакцій зміщуються. В даному варіанті підшипники встановлюються вроспір і зміщення складає a мм.

(2.8)

Необхідно перерахувати радіальні реакції і сумарні реакції

Визначаємо відношення і знаходимо коефіцієнт e

Визначаємо коефіцієнт е

1) Ціна поділки:

2) х = 0,034 + 0,107(0,039 -- 0,029) = 0,341

Визначаємо коефіцієнт у

1) Ціна поділки:

у = 1,62 - 5,7(0,039 - 0,029) = 1,563

Схема навантаження підшипників

Рисунок 3 – Схема навантаження підшипників

Осьові складові радіальних навантажень

, (2.9)

(2.10)

Осьові навантаження підшипників

Якщо і F_a > 0, то F_aB = S_B

1099,93 + 1328,29 = 2428,22 Н

Уточнюємо коефіцієнт впливу осьового навантаження е

Для цього визначаємо відношення

Визначаємо коефіцієнт е

1) Ціна поділки:

2) е = 0,37 +1,379 • (0,075 - 0,057) = 0,039

Визначаємо відношення

Якщо , (2.11)

де х - коефіцієнт радіального навантаження, х = 0,46

Знаходимо коефіцієнт осьового навантаження у

1) Ціна поділки: = 4,138

2) у = 1,46--4,138(0,075 -0,057) = 1,38

K_б - коефіцієнт безпеки. Для редукторів K_б =1,3...1,5

K_т — температурний коефіцієнт

При температурі не більше

Визначаємо розрахункову довговічність

(2.12)

де - коефіцієнт, який враховує вплив якості підшипника і якості його експлуатації

Розрахункова довговічність

. , (2.13)