- •Содержание
- •1.1Выбор электродвигателя. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
- •1.2 Определение кинематических параметров привода
- •1.3 Определение силовых параметров привода
- •2 Расчет закрытой передачи. Выбор редуктора
- •3 Предварительный расчет валов редуктора
- •4. Расчет цепной передачи
- •5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7. Первый этап компоновки редуктора
- •8. Проверочный расчет подшипниковых узлов
- •9 Проверка прочности шпоночных соединений
- •10 Уточненный расчет валов
- •12 Выбор сорта масла
- •13 Выбор посадок основных деталей
- •14 Сборка редуктора
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше: мм;мм;мм.
Определим диаметр ступицы колеса :
,
мм.
Определим длину ступицы колеса , длина выбирается из диапазона значений:
,
мм.
Определим толщину обода колеса . Для цилиндрических колес:
,
мм.
Согласно [1], толщину обода не следует выбирать менее 8 мм, поэтому окончательно принимаем мм.
Определим толщину диска шестерни и колеса :
,
10,5мм.
мм.
Рисунок 3 – Эскиз колеса
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
;
.
Принимаем и.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
;;
нижнего пояса корпуса:
;
принимаем .
Диаметр болтов:
фундаментных: ;
принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом:
;
принимаем болты с резьбой М12.
7. Первый этап компоновки редуктора
Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса
а) Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса мм. Принимаем=10 мм
б) Принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса до внутренней стенки
корпуса мм
б) Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса мм
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
В |
грузоподъемность, кН | |
|
мм |
С |
С0 | ||
308 шестерня |
40 |
90 |
23 |
41,0 |
22,4 |
309 колесо |
45 |
100 |
25 |
52,7 |
30,0 |
Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширину устанавливает размер "у". Толщина кольца 6÷9 мм. Принимаем у = 8÷12 мм =10 мм.
Находим размер l1 и l2 (замером с чертежа). l1 = 48мм, l2 = 50 мм.
8. Проверочный расчет подшипниковых узлов
Проверим, удовлетворяют ли, предварительно намеченные нами подшипники, условия эксплуатации.
Проверка ведется для каждого из валов редуктора. В соответствии с рекомендациями, приведенными в [2], при расчетах принимается: шестерня имеет «левый зуб», колесо – «правый зуб».
Проверочный расчет ведущего вала.
Вал несет нагрузки возникающие вследствие зубчатого зацепления, а также консольную нагрузку, возникающую вследствие давления цепной передачи на выходной конец вала. Направление сил, а так же габаритные размеры вала проставлены на рисунке 5.
Рисунок 5 – Ведущий вал и силы, возникающие вследствие работы привода.
Определим реакции опор:
В плоскости xz.
,
,
Н.
,
,
Н.
Для плоскости yz:
Найдем суммарные реакции:
Н,
Н.
Рассмотрим подшипник, расположенный на опоре «1»:
Найдем эквивалентную нагрузку по формуле:
, (1)
где - коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;
- коэффициент нагрузки, в зависимости от условий эксплуатации
=1 Согласно [1] табл. 9.19;
- температурный коэффициент равен 1;
-радиальная нагрузка, =2716,529Н;
Х=1;
С учетом принятых коэффициентов по формуле (1) найдем эквивалентную нагрузку:
Н.
Расчетная долговечность :
, (2)
где - динамическая грузоподъемность в соответствии с ГОСТ, кН;
- эквивалентная нагрузка, кН;
- показатель степени.
Для шариковых подшипников , по каталогу для подшипника радиального 308:кН.
Определим по формуле 2 номинальную долговечность подшипника:
млн. об.
Определим по формуле () номинальную долговечность подшипника:
ч
Номинальная долговечность подшипника больше рекомендуемой.
Ведомый вал.
а) Рассматриваем силы, действующие в горизонтальной плоскости (рисунок 6).
Рисунок 6 – схема нагружения ТВР
Проверка:
б) Рассматриваем силы, действующие в вертикальной плоскости (рисунок 6).
Реакции сил равны:
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 3.
Для подшипника 309, динамическая грузоподъемность C=52,7 (кН);.
Эквивалентная нагрузка:
; V=1; ;.
Расчетная долговечность, млн.об:
Расчетная долговечность, ч:
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс ч, а подшипники ведомого вала 309 имеют ресурсч [1].