Расчет кривозубчатого редуктора. 1 Назначение и облость применения проектируемого редуктора

• Название: 1 Назначение и облость применения проектируемого редуктора
• Анкор: Расчет кривозубчатого редуктора
• Дата: 23.07.2022
• Размер: 0.88 Mb.
• Имя файла: red_200-Ram.doc
• Тип: Документы; #635223
• страница: 3 из 4

мм

Принимаем мм

7.2.3 Толщина обода мм

Принимаем мм

7.2.4 Толщина диска мм

7.2.5 Фаски по торцам зубчатого венца мм

7.2.6 Внутренний диаметр обода

мм,

где, - диаметр окружности впадин

7.2.7 Диаметр центров отверстий

мм

мм – диаметр шести отверстий.

8 Конструктивные размеры корпуса

и крышки редуктора
8.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

мм, принимаем 8мм.

8.2 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса и нижнего пояса крышки

мм

8.3 Толщина ребер основания корпуса и крышки

мм

8.4 Толщина нижнего пояса корпуса

, принимаем мм

8.5 Диаметр фундаментных болтов

мм, принимаем фундаментальные болты с резьбой М20 мм.

8.6 Диаметр болтов:

у подшипников мм, принимаем болты с резьбой М16мм,

соединяющие основание корпуса с крышкой

мм, принимаем болты с резьбой М12 мм.

8.7 Глубина гнезда под подшипник

, для подшипника 310 мм.

мм, принимаем мм

8.8 Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру мм;

от торца ступицы мм

между зубчатым колесом и дном редуктора мм.

9 Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка редуктора имеет целью установить приближенное положение зубчатых колёс и шестерни относительно опор, чтобы иметь возможность определить опорные реакции и подобрать подшипники.

Эскизную компоновку ведем на одной проекции-разрезы по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Предварительно намечаем радиальные шариковые подшипники средней сериии для ведущего и ведомаго вала. Габариты подшипников для ведомого и ведущнго вала выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

мм, мм по ГОСТу 8338-75

Таблица 6.1

Условное обозначение	d, мм	D, мм	В, мм	r, мм	Грузоподвижность, кН
					С	С0
307	35	80	21	2,5	33,2	18
310	50	110	27	3	61,8	36

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки в корпус редуктора и вымывания пластичного смазочного матерьяла жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Величину зазора между зубчатым колесом и дном редуктора определяем из условия, что объём масла наливаемого в редуктор, должен обеспечивать как смазку зубчатых колёс, так и теплоотвод к стенке корпуса.

Длины участков валов определяют по чертежу компоновки.

Конструктивно оформляем механизм редуктора (шестерню, зубчатое колесо, валы, корпус, подшипниковые узлы) для последующей проверки прочности валов и других деталей. Чертёж выполняем в одной проекции (разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1).


10 Подбор подшипников качения для валов реуктора по динамической грузоподъемности
10.1 В е д у щ и й в а л.

Из предыдущих расчетов имеем

Н, Н, Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи Н.

Из эскизной копановки мм, мм.

10.1.1 Реакции опор:

в плоскости XZ





10.1.2 Проверка: .

10.1.3 в плоскости YZ





10.1.4 Проверка: .

10.1.5 Суммарные реакции:

Н;

Н.

10.1.6 Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии:

мм, D=80 мм, B=21 мм, С=33.2 кН, С_О=18 кН.

10.1.7 Эквивалентная нагрузка (формула (9.3) и (9.4) [л-1])

при ;

при .

где, Н – радиальная нагрузка;

Н – осевая нагрузка.

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца (стр. 212 [л-1]);

- динамический радиальный коэффициент (табл. 9.18 [л-1]);

– коэффициент безопасности, учитывающий влияние на

долговечность подшипников характера внешних нагрузок.

Принимаем (табл. 9.19 [л-1]) – уитывая характер нагрузок

как легкие толчки;

– температурный коэффициент (табл. 9.20 [л-1]);

- динамический осевой коэффициент (табл. 9.18 [л-1]);

- коэффициент осевого нагружения.

10.1.7.1 Отношение ; этой величине (табл. 9.18 [л-1]) соответствует .

10.1.7.2 Отношение , следовательно и

Н.

10.1.8 Расчетная долговечность в млн.об. (формула (9.1) [л-1])

млн.об.

10.1.9 Расчетная долговечность в часах

ч.

10.2 В е д о м ы й в а л.

Из предыдущих расчетов имеем

Н, Н, Н.

Из эскизной копановки мм.

10.2.1 Реакции опор:

в плоскости XZ



10.2.2 Проверка: .

10.2.3 в плоскости YZ





10.2.4 Проверка: .

10.2.5 Суммарные реакции:

Н;

Н.

10.2.6 Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 3.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии:

мм, D=110 мм, B=27 мм, С=61.8 кН, С_О=36 кН.

10.2.7 Эквивалентная нагрузка (формула (9.3) и (9.4) [л-1])

при ;

при .

где, Н – радиальная нагрузка;

Н – осевая нагрузка.

V=1 (стр. 212 [л-1]);

(табл. 9.19 [л-1]) – учитывая характер нагрузок как легкие

толчки;

(табл. 9.20 [л-1]);

10.2.7.1 Отношение ; этой величине (табл. 9.18 [л-1]) соответствует .

10.2.7.2 Отношение , следовательно и (табл. 9.18 [л-1]).

Н.

10.2.8 Расчетная долговечность в млн.об. (формула (9.1) [л-1])

млн.об.

10.2.9 Расчетная долговечность в часах

ч.

Для зубчатых передач ресурс работы подшипников может превышать 36000 часов (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 (минимально допустимая долговечность подшипников).В нашем случае подшипники ведущего вала №307 имеют ресурс 26720 часов, а подшипник ведомого вала №310 имеет ресурс 114927 час.

11 Выбор посадок для сопряжения

основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными (табл. 10.13 [л-1]).

Посадка зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора  .

Посадка муфты на вал редуктора 