7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса:  = 0,025 a_w + 1=0,025*112+1=3,8мм;

принимаем =6мм,

Толщина стенкикрышки:₁= 0,02 а_w + 1 =0,02*112+1=3,2 мм;

принимаем ₁=6 мм.

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и крышки:

B = 1,5 =9 мм; b₁ = 1,5₁ = 9 мм;

Нижнего пояса корпуса: р = 2,35 = 14 мм, принимаем р = 15 мм.

Диаметр болтов:

– фундаментальных:d₁=(0,03... 0,036) a_w + 12 = 15,36…16мм;

принимаем болты с резьбой М16;

–соединяющих крышку с корпусом: d₂=(0,7 ...0,75) d₁ = 11,2…12мм;

принимаем болты с резьбой М12;

– крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₃=(0,50,6) d₂ =6…7,2мм, принимаем болты с резьбой М8.

8. Компоновка редуктора

1. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса: А₁=1,2 =7,2мм, принимаем 8 мм.

2. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= =6мм.

3. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==6мм.

Выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1= 30 мм и d_п2= 45 мм.

Рис. 3. Характеристики подшипника 306

Рис. 4. Характеристики подшипника 309

Предварительная компоновка редуктора приведена на рис. 5.

Рис. 5. Предварительная компоновка редуктора.

9. Выбор муфты

Для соединения выходного вала редуктора с валом конвейера принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75. Материал чугун СЧ20. Расчетный крутящий момент для муфты равен:

, где

где k - коэффициент режима работы, k = 1,2; Т_ном - номинальный крутящий момент, Т_ном = T₂ = 160 Нм.

Исходя из величины Т_р и диаметров соединяемых валов (35 и 35мм) принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую 500-18-1-22-2-Т2 ГОСТ 21424-75, для которой номинальный крутящий момент равен 500Н^.м.

; .

10. Проверка долговечности подшипника

10.1. Определение реакций в опорах ведущего вала

Расчетная схема ведущего вала приведена на рис. 6. Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

F_t=1714Н;

F_r= 648Н;

F_a= 624Н;

Сила, действующая на вал, в клиноременной передаче: F_рп=394Н.

Из первого этапа компоновки l₁ = 62 мм; l₀ =80.

Реакции опор. Рассматриваем худший вариант, когда F_t и F_рп направлены в одну сторону:

– в плоскости хz:

R_x1 = [F_t∙l₁ + F_рп∙( l₀ +2l₁ )]/2l₁ =[1714*62+394*(80+2*62)]/2*62=1505Н;

R_x2=( F_t∙l₁ – F_рп∙l₀ )/ 2l₁ = 603Н;

Проверка: (R_x1 + R_x2) – (F_t+ F_рп) = (1505+603)-(1714+394)=0;

– в плоскости уz:

R_y1= (F_rl₁+ F_ad₁/2 )/2l₁= (648*62+624*37,33/2)/2*62=418Н;

R_y2= (F_rl₁ – F_ad₁ /2 )/2l₁=(648*62-624*37,33/2)2*62=230Н

Проверка: R_y1 + R_y2 –F_r= 418+230-648=0;

Рис. 6. Расчетная схема ведущего вала

Суммарные реакции:

Р_r1= (R_x1² + R_y1² )^1/2 = (1505²+418²)^1/2=1562Н;

Р_r2= (R_x2² + R_y2²)^1/2 = (603²+230²)^1/2=645 Н;

10.2. Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.Намечаем радиальные шариковые подшипники 306;

Эквивалентная нагрузка: Р_э=(ХVP_r1 + YP_a1 ) K_K_T,

где P_r1 – радиальная нагрузка, P_r1 = 1562Н;

P_a1 – осевая нагрузка, P_a1 = F_a= 624Н;

V – коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается; при вращении внутреннего кольца V = 1; K_= 1,2 ;K_T= 1.

Отношение F_a/С_о = 0,043, этой величине соответствует е 0,25.

Отношение P_a1 / P_r1 =0,399; X=0,56; Y= 1,78;

Эквивалентная нагрузка: Р_э=(0,56*1*1562+1,78*624)*1,2*1=2382Н;

Расчетная долговечность: L= (C/ Р_э) ³= млн.об

Расчетная долговечность в часах:

Минимальная долговечность подшипника для редуктора по ГОСТ 16162-85 должна быть больше 10000 ч. Долговечность подшипника может превышать ресурс редуктора 26280 ч.

Долговечность подшипника удовлетворяет указанным требованиям.