- •1.2.2 Передаточне число редуктора.
- •1.2.3. Потужність на валах.
- •1.2.4.Кутові швидкості та частота обертання валів.
- •1.5.Крутні моменти на валах.
- •2.Розрахунок редуктора.
- •2.1.Матеріали і допустимі матеріали зубчастих коліс.
- •Середня твердість матеріалу шестерні і колеса:
- •Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність:
- •Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях тихохідної ступені.
- •Допустимі контактні напруження на поверхнях зубців.
- •Допустимі напруження згину. Коєфіцієнт довговічності:
- •Допустимі напруження згину зубців в передачі.
- •2.2.Розрахунок конічної передачі.
- •2.3. Розрахунок плоскопасової передачі з натяжним роликом
- •3.Розрахунок валів
- •4.Конструктивні розміри шестерень і зубчастих коліс
- •5. Конструктивні розміри корпуса редуктора
- •6. Перший етап ескізної компоновки редуктора
- •7. Перевірка довговічності підшипників
- •8. Розрахунок валів на витривалість
- •9. Підбір і перевірка шпонкових з’єднань
- •10. Підбір і розрахунок муфти
- •11. Збірка редуктора
- •12. Вибір мащення для зубчастих коліс і підшипників
- •Бібліографічний список
5. Конструктивні розміри корпуса редуктора
- товщина стінки корпуса і кришки:
=0,025Re+3= мм; приймаємо 8мм.
- товщина верхнього пояса (фланця) корпуса:
b = = =12мм.
- товщина нижнього пояса кришки корпуса:
b1 = = =12мм.
- товщина нижнього пояса корпуса:
P = =18,8мм.
- товщина ребер основи пояса корпуса:
m = мм; приймаємо 6мм.
- товщина ребер кришки:
m = мм; приймаємо 8мм.
- діаметр фундаментальних болтів:
d1 = мм; приймаємо болт з різьбою М16.
- діаметр болтів у підшипниках:
d2= мм; приймаємо М12.
- діаметр болтів з′єднуючих кришку з корпусом:
d3 = мм; приймаємо М10.
- діаметр болтів з′єднуючих кришки (глухі і сквізні) в підшипниках приймаємо М6.
6. Перший етап ескізної компоновки редуктора
Компоновку в більшості проводять в два етапи. Перший етап слугує для приблизного виявлення положення зубчастих коліс с шестерень відносно опор для подальшого виявлення опорних реакцій і підбір підшипників. Компоновочне креслення виконуємо в одній проекції – розріз по осям валів при знятій кришці редуктора. Викреслюємо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників.
Викреслюємо внутрішню стінку корпуса. Приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньої стінки корпуса А1 = , при наявності ступиці зазор беремо від торця ступиці. Зазор між округлістю вершин зубів колеса і внутрішньою стінкою корпуса А= = =10мм. Приблизно визначаємо що будуть радіальні шарикопідшипники середньої серії для ведучого і проміжного вала, і легкої серії – для веденого вала. Габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місцях посадки підшипників.
7. Перевірка довговічності підшипників
Ведучий вал.
Сили, які діють в зачепленні: Ft = H; ; .
Перший етап компоновки дав ; .
Навантаження від пасової передачі
Складові цього навантаження:
Реакції опор:
в площині хz:
Перевірка:
в площині уz:
Перевірка:
Сумарні реакції в опорах становлять:
Rr1 =
Rr2 =
Вибираємо радіально-упорні шарикові підшипники легкої серії 36208, що має: D = 80 мм; В = 18 мм; базову статичну вантажність С0 =23,7кН; базову динамічну вантажність С = 30,6кН.
Осьові складові сили у підшипників опор 1 і 2 від радіальних навантажень:
Cумарні осьові навантаження підшипників. В нашому випадку S1 > S2; Fa > 0; тоді Fa1 = S1 = 1110H; Fa2 = S1 + Fa = 1110 + 128 = 1238H
Розглянемо лівий підшипник
Відношення >е, тому потрібно враховувати осьові навантаження.
Розрахункове еквівалентне навантаження:
R2 =(XVRr2 + YFa2) = =2178Н
де – X=0.45 - для радіально-упорного кулькового підшипника у випадку відсутності осьового навантаження; V=1–коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); =1,2-коефіцієнт безпеки для короткочасних перевантажень до 150%; = 1 – температурний коефіцієнт.
Розглянемо правий підшипник
Відношення <е, тому не потрібно враховувати осьові навантаження.
Розрахункове еквівалентне навантаження:
R1 =(VRr1) = =3700Н
З врахуванням режиму навантаження протягом терміну служби
RE = KE R = = 2109Н
Довговічність підшипника.
Розрахункова довговічність для 90% - ї надійності а1 = 1 і для звичайних умов експлуатації радіальних підшипників, кулькових а2 =0,7.
L = а1 а2 2138 млн.об.
Розрахункова довговічність підшипника в год.
Lh = = = 71·103 год. - що є дещо більше від довговічності редуктора та задовольняє вимоги щодо довговічності підшипників.
Ведений вал.
Сили, які діють в зачепленні: Ft = H; ; .
Перший етап компоновки дав ; .
Реакції опор:
в площині хz:
Перевірка:
в площині уz:
Перевірка: -
Сумарні реакції в опорах становлять:
Rr3 =
Rr4 =
Вибираємо радіально-упорні шарикові підшипники легкої серії 36209, що має: D = 85 мм; В = 19 мм; базову статичну вантажність С0 =25,6кН; базову динамічну вантажність С = 32,3кН.
Осьові складові сили у підшипників опор 1 і 2 від радіальних навантажень:
Cумарні осьові навантаження підшипників. В нашому випадку S3 > S4; Fa > 0; тоді Fa1 = S3 = 696H; Fa2 = S3 + Fa = 696 + 430 = 1126H
Розглянемо лівий підшипник
Відношення >е, тому потрібно враховувати осьові навантаження.
Розрахункове еквівалентне навантаження:
R2 =(XVRr4 + YFa2) = =1523Н
де – X=0.45 - для радіально-упорного кулькового підшипника у випадку відсутності осьового навантаження; V=1–коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); =1,2-коефіцієнт безпеки для короткочасних перевантажень до 150%; = 1 – температурний коефіцієнт.
Розглянемо правий підшипник
Відношення <е, тому не потрібно враховувати осьові навантаження.
Розрахункове еквівалентне навантаження:
R1 =(VRr3) = =2321Н
З врахуванням режиму навантаження протягом терміну служби
RE = KE R = = 1323Н
Довговічність підшипника.
Розрахункова довговічність для 90% - ї надійності а1 = 1 і для звичайних умов експлуатації радіальних підшипників, кулькових а2 =0,7.
L = а1 а2 10187 млн.об.
Розрахункова довговічність підшипника в год.
Lh = = = 1015·103 год. - що є дещо більше від довговічності редуктора та задовольняє вимоги щодо довговічності підшипників.