дет. Дет.маш К.Р ЁКУБЖОН. Проектирование одноступенчатого зубчатого цилиндрического редуктора
 Скачать 0.56 Mb.
|
|
5.2. Предварительный подбор подшипников. Так как колесо прямозубая и осевая нагрузка отсутствует подбираем шарикоподшипник радиальный однорядный лёгкой серии (каф. У.П., 24 таб., 17 стр ). Данные выбранных подшипников
Растояние между опорами валов определяется по следующей формуле: l = lст+ 2 (10…15) + В2 ; где lст = 1,2 dвк= 1,2×50 = 60 мм –длина ступицы ; В2 = 19 мм – ширина подшипника. Определяем растояние между опорами валов: l = 60+ 2×15 + 19 = 109 мм. Принимаемl = 100 мм. VI. конструктивНЫЕ РАЗМЕРЫ ШестернИ И ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА Размеры шестерни: - диаметр делительной окружностиd1 = 66 мм; - диаметр вершин зубьев dа1 = 68 мм; - диаметр впадин зубьевdf1 = 61 мм; - ширина шестерни b1 = 61 мм. Размеры зубчатого колеса: - диаметр делительной окружности d2 = 212 мм; - диаметр вершин зубьев dа2 = 216 мм; - диаметр впадин зубьев df2 = 207 мм; - ширина колеса b2 = 56 мм; - диаметр ступицыdcт = 1,6 dвг = 1,6×50 = 80 мм; - длина ступицы lcт = 1,2 dвг = 1,2×50 = 60 мм; - толщина венца колеса δ = (2,5…4) т = 4×2 = 8 мм; принимаем δ=8 мм ; - толщина диска с = 0,3b2 = 0,3×56 = 16,8 мм; принимаем с=16 мм. Таблица расчитанных данных.
VI. конструктивНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА Толщина стенок корпуса δ = 0,025 аф + 1 ≥ 8 мм; δ = 0,025×140 + 1 =4,5 мм; принимаем δ = 8 мм. Толщина стенок крышки δ 1 = 0,025 аф + 1 ≥ 8 мм; δ 1 = 0,025×140 + 1 =4,5 мм; принимаем δ 1 = 8 мм. Толщина пояса(фланца) корпуса В = 1,5 δ = 1,5×8 = 12 мм. Толщина нижнего пояса крышки корпуса В1 = 1,5 δ = 1,5×8 = 12 мм. Толщина бабышки корпуса Р = 2,35 δ = 2,35×8 = 19 мм; принимаем Р = 20 мм диаметры болтов: - фундаментальные d1 = (0,03…0,036) аф+ 12 мм = (0,03…0,036) 140+ 12 = 16,2…17 мм; Принимаем болты с резьбой М18; - крепёжные болты крышки подшипника к корпусу d2 = (0,7…0,75) d1 = (0,7…0,75)×18 = 12,6…13,5 мм; Принимаем болты с резьбой М14; - крепёжные болты крышки корпуса к корпусу d3 = (0,5…0,6) d1 = (0,5…0,6)×18 = 9…10,8 мм; Принимаем болты с резьбой М12; - растояние между внешней стороной зубчатого колеса и внутренной стороной стенки корпуса: по диаметру а = 1,2 δ = 1,2×8 = 9,6 мм; с торца а1 = δ = 8 мм; - минимальное расстояние между зубчатым колесом с днищем корпуса: а2 ≥ 2,5 δ = 2,5×8 = 20 мм. Также должны учитываться следующие условия : 1) расстояние а2 должно быть дастаточно для того чтобы в масленной ванне колесо не задела осадков; 2) объём масленной ванны зависит от величины растояния а2 . VII. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПодшипникОВ 7.1Быстроходный(ведущий) вал По предыдущим расчётам известно: Ft=1843 H; Fr=671 H; Fo=0 H; d1=56 мм; l=100 мм; T1=51,6×103 H мм. 1. Конструкцию вала заменяем на схему т.е. нагрузку, опоры и вал схематизируются. (7.1 рис). 2. Изгиб на вертикальной плоскости. а) Определяем опорные реакции. Так как зубчатое колесо симметрично распологается на валу: R1y = R2y = Fr1 / 2 = 1080 / 2 = 540 H. R1y = R2y = Fr1 / 2 = 1080 / 2 = 540 H. б) Определяем изгибающие моменты. 1- опора: Мх1 = -R1y z1 ; 0 ≤ z1 ≤ 50 ; z1 = 50 мм. когда z1 = 0 : то Мх1 = 0. когдаz1 = 50 мм: то Мх1 = -540×(-50) = 27000 Н мм. 2- опора. Мх2 = R2y z2 ; 0 ≤ z2 ≤ 50 ; z2 = 50 мм. когда z2 = 0: то Мх2 = 0. когдаz2 = 50 мм: то Мх2 = 540×50 = 27000 Н мм. строим эпюру изгибающих моментов Мх.  7.1 рис. Расчётная схема ведущего вала. 3. Изгиб на горизонтальной плоскости. а) Определяем опорные реакции: R1х = R2х = Ft1 / 2 = 2969 / 2 = 1484,5 H. б) Определяем изгибающие моменты: 1 -опора: Му1 = R1х z1 ; 0 ≤ z1 ≤ 50 ; z1 = 50 мм. когдаz1 = 0: то Му1 = 0. когдаz2 = 50 мм: то Му1 = 1484,5×50 = 74225 Н мм. 2 -опора: Му2 = -R2х z2 ; 0 ≤ z2 ≤ 50 ; z2 = 50 мм. когда z2 = 0: то Му2 = 0. когдаz2 = 50 мм: то Му2 = -1484,5×(-50) = 74225 Н мм. строим эпюру изгибающих моментов Му. 4. Крутящий момент Мк1 = Т1 = 98000 Н мм. строим эпюру изгибающих моментовМк. 5. Равнодействующая опорных реакций: R1 =  H;R2 = R1 = 1579 H. 6. Равнодействующая изгибающих моментов: Мэ =  Н мм.7.2. Проверяем выбранные подшипники на долговечность 7.2.1. Ведущий вал Параметры выбранного подшипника 106 : - внутренний диаметр d = 40 мм; - внешний диаметр D = 80 мм; - ширина В = 18 мм; - динамическая грузоподъёмность С = 32 кН; - статическая грузоподъёмность Со = 17,8 кН. Эквивалентная нагрузка определяется по следующей формуле: Рэ = (Х VFr+ YFo) Kб КТ; где Fr = R = 1579 H – радиальная нагрузка равная равнодействующей опорных реакций; Fо =0 – так как шестерня прямозубая осевой нагрузки; V = 1 – вращается внутренее кольцо, коэффициент; Kб = 1,3…1,5 –коэффициент безопасности; КТ = 1 – температурный коэффициент ,когдаt < 100 oС ; X и Y – радиальный и осевой коэффициент нагрузки. Когда отношение Fо/ Со = 0 , то будет X=1 и Y=0. Определяем эквивалентную нагрузку Рэ = 1×1×1579×1,5×1 = 2368 Н = 2,368 кН. Расчёт долговечности в часах: Lh =  часов.Срок работы подшипников для зубчатых редукторов принимается 10000...40000 часов. 7.2.2. Ведомый вал Параметры выбранного подшипника 114: - внутренний диаметр d = 45 мм; - внешний диаметр D =85 мм; - ширина В = 19мм; - динамическая грузоподъёмность С = 33,2кН; - статическая грузоподъёмность Со = 18,6 кН. Расчёт долговечности в часах: Lh =  часов.VIII. ПРОВЕРКА НА ПРОЧНОСТЬ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Выбираем размеры призматической шпонки по ГОСТ 23360-78 бўйича қабул қилинади. Материал шпонки – Сталь 45 нормаллизация. Напряжение на смятие и условие прочности на смятие:  ;где [σсм] – допускаемое напряжение на смятие: для стальной ступицы [σсм]=100…120 Н/мм2; для чугунной ступицы [σсм]= 50…70 Н/мм2; d –диаметр вала; h –высоташпонки; b – ширинашпонки; l – длинашпонки; t1 –длина выямки навалу. | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||