Курсовая работа (т): Розрахунок редуктора

Приймаємо 42 мм

Приймаємо діаметр валу під підшипником=50 мм

Приймаємо діаметр валу під зубчатим колесом50 мм

4. Конструктивні розміри шестерні та колеса

Шестерня

Приймаємо довжину посадочної ділянки l_ст

l_стb=48 мм

Приймаємо l_ст=50 мм

Колесо

Приймаємо розміри колеса

d_ae2=318,41 мм; b₂=48 мм

Діаметр ступиці

d_ст= 88 мм

Довжина ступиці

l_ст= мм

Приймаємо довжину ступиці l_ст=70 мм

Товщина ободу

 мм

Приймаємо товщину ободу  мм

Приймаємо товщину диска

С=(0,10,17)•R_e==(0,10,17)•166=16.6 28 мм

Приймаємо товщину ободу С=20 мм

5. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки

δ = 0,05 · R_e + 1 = 0.05 · 166+ 1 = 9,3 мм

Приймаємо δ = 10 мм

δ₁ = 0.04 · R_e + 1 = 0,04 · 166 + 1 = 7,64 мм

Приймаємо δ₁ = 10 мм

Нижній пояс корпусу

р = 2,35δ = 2,35· 10 = 23,5 мм

Приймаємо р = 24 мм

Діаметр болтів

Фундаментних d₁ = 0,055· R_e+12 = 0,055· 166 + 12 = 21 мм

Приймаємо фундаментні болти з різьбою М20

Болтів, що кріплять кришку до корпусу у місці підшипника

d₂=(0,70,75) ·d₁=(0,70,75) ·20=1415 мм

Приймаємо болти з різьбою М16

Болтів, що з’єднують кришку з корпусом

d₃=(0,50,6) ·d₁=(0,50,6) ·20=1012 мм

Приймаємо болти з різьбою М10

. Розрахунок кленопасової передачі

Передаваєма потужність P_п=4 кВт, частота обертання ведучого шківа пасової передачі n_п1=n_дв=719,25 хв^-1, передаточне число u_n=2,3, ковзання ε=0,015

Обираємо в залежності від потужності та частоти обертання переріз клинового пасу Б

Розраховуємо крутний момент

Т=53,1·10³Н·мм²

Розраховуємо діаметр меншого шківа

Приймаємо d₁=140 мм

Розраховуємо діаметр більшого шківа

 мм

Приймаємо d₂=280 мм. Уточнюємо передаточне відношення

u_п=

Приймаємо міжосьову відстань а_р

T₀=10,5

a_min=0,55•(140+280)+10,5=241,5 мм

а_max=140+280=420 мм

Приймаємо а_р=450мм

Розраховуємо довжину пасу

 мм

Приймаємо довжину пасу L=1600 мм

Уточнюємо міжосьову відстань

Розраховуємо кут обхвату меншого шківа

Приймаємо коефіцієнт режиму роботи С_р=1

Приймаємо коефіцієнт що враховує вплив довжини пасу С_l=0,92

Приймаємо коефіцієнт що враховує кут обхвату С_α=0,95

Приймаємо коефіцієнт що враховує кількість пасів у передачі С_z=0,9

Кількість пасів у передачі

 мм

Приймаємо z=3

Розраховуємо натяг гілки клинового ременя

 Н

Розраховуємо тиск на валу

розраховуємо ширину шківа В_шк

В_шк=(z-1)e+2f=(3-1)19+12,5•2=63 мм

. Перший етап компоновки редуктора

Обираємо спосіб змащування: зціплення зубчатої пари - окунанням зубчатого колеса у масло: для підшипників пластичній змащувальний матеріал. Роздільне змазування прийнятне тому, що один з підшипників ведучого валу віддаленій, і це заважає попаданню масляних бризг. Крім того роздільне змащування попереджує попадання у підшипники часток металу.

Камери підшипників відділяємо від внутрішньої порожнини корпуса захисними кільцями.

Встановлюємо можливість розташування однієї проекції - розріз по вісям валів - на листі формату А1 (594х841 мм) . Краще брати масштаб 1:1. Проводимо по середині листа горизонтальну осьову лінію - вісь ведучого валу. Намічаєпм положення вертикальної вісі - вісі відомого валу.з точки перетину проводимо під кутом δ₁=17^◦34’ осьові лінії дільних конусів і відкладаємо на них відрізки R_e=166 мм

Конструктивно оформлюємо по знайденим вище розмірам шестерню і колесо. Викреслюємо їх в заціплені. Ступицю колеса виконуємо не симетрично відносно диска, щоб зменшити відстань між опорами відомого валу.

Підшипники валів розташовуємо в стаканах.

Призначаємо для валів роликопідшипники однорядні конічні легкої серії.

Таблиця 2

Наносимо габарити підшипників ведучого валу,намітив попередньо внутрішню стінку корпусу на відстані х=10 мм від торця шестерні та відклавши зазор між стінкою корпусу та торцем підшипника y=15 мм.

При постановці радіально-упорних підшипників необхідно врахувати, що радіальні реакції прикладені до валу в точках перетину нормалі, проведені до середини контактних площадок. Для однорядних конічних роликопідшипників:

а₁=17,2 мм

Розмір від середнього діаметру шестерні до реакції підшипника:

f₁=55+17,2=72,2 мм

Приймаємо розмір між реакціями підшипників ведучого валу

с₁=(1,4…2,3)f₁=(1,4…2,3)•72,2=101…166 мм

Приймаємо с₁=120 мм

Розміщуємо підшипники відомого валу, помітивши попередньо внутрішню стінку корпуса на відстані х=10 мм від торця ступиці колеса і відклавши зазор між стінкою корпуса и торцем підшипника y₂=20 мм.

Для підшипника 7210 а₂=19,5 мм

Знаходимо заміром розмир А - відстань від лінії реакції підшипника до вісі ведучого валу. Корпус редуктора виконуємо симетрично відносно вісі ведучого валу та приймаємо розмір А=А’=125 мм. Наносимо габарити підшипників веденого валу. Заміром визначаємо відстань f₂=82 мм, та с₂=168 мм, при цьому

А+А’=f₂+c₂

Викреслюємо контур внутрішньої стінки корпуса, відклавши зазор між стінкою і зубцями колеса, що дорівнює 1,5х, тобто 15 мм.

l₃=10+∆+10+ +а₁ =10+8+10+22+17,2=67,2 мм

8. Перевірка підшипника на довговічність

Ведучий вал

F_t=2560 Н; F_a=277 H; F_r=889 H; F_b=1246.3 H; T₁=109800 H•мм

d₁=85,77 мм; f₁=72,2 мм; c₁=120 мм; l₃=67,2 мм; K_ϭ=1,2; K_T=1

Визначаємо реакції в опорах в горизонтальній площині

ΣМ₂(F_n)=0; -F_t(t₁+c₁)+R_x1 · c₁=0_x1= Н

ΣМ₁(F_n)=0; -F_t · f₁-R_x · c₁=0_x2= Н

Перевіряємо

Σх_п=0; R_x2+R_x1-F_t=0

-2560+4100,3-1540,3=0

Визначаємо реакції в опорах в вертикальній площині

ΣМ₁(F_n)=0;

ΣМ₂(F_n)=0;

Перевіряємо

Σy_п=0; F_b-R_y2+R_y1+F_r=0

1246,3-1311,6-824,9+889≈0

Визначаємо вигинаюі моменти в горизонтальній площині

M_ux1=0; M_ux2=0; M_ux3=-R_x2·0=0;

M_ux4=-R_x2·c₁=-(-1540.3)·120=184835 Н·мм

M_ux5=-R_x2·c₁-R_x1·0=-(-1540.3)·120=184835 Н·мм

M_ux6=-R_x2·(c₁+f₁)-R_x1·f₁=1540,3·(120+72,2)-4100,3·72,2≈0

Визначаємо вигинаючі моменти у вертикальній площині

M_uy1=F_b·0=0

M_uy2=F_b·l₃=1246,3·67,2=83751,36 Н·мм

M_uy3=F_b·l₃-R_y2·0=1246,3·67,2=83751,36 Н·мм

M_uy4=F_b(l₃+c₁)-R_y2·c₁=1246,3·187,2-1311,6·120=75915,36 Н·мм

M_uy5= F_b(l₃+c₁)-R_y2·c₁+R_y1·0=1246,3·187,2-1311,6·120=75915,36 Н·мм

M_uy6= F_b(l₃+c₁+f₁)-R_y2·(c₁+f₁)+R_y1·f₁=1246,3·259,4-1311,6·192,2+(-829,4) · ·72,2=11318,02 Н·мм

Визначаємо кутовий момент на валу

T₁=109,8·10³ Н·мм

 H

 H

Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників

S₂=0,83·e·P_r2=0,83·0,38·1541,3=486,1 H

S₁=0,83·e·P_r1=0,83·0,38·4182,5=1319,2 H

Осьові навантаження підшипників

S₁>S₂ F_a>0 тоді P_a1=S₁=1319,2_a2=S₁+F_a1=1319,2+277=1596,2 H

Розглянемо лівий підшипник

=1,02>e - тому слід враховувати осьове навантаження

P_e2=(x·V·P_r2+Y·P_a2) ·K_ϭ·K_T, де

х=1

Y=1,56

K_ϭ=1

K_T=1

V=1

P_e2=(1·1·1541,3+1,56·1576,2) ·1·1=4 кН

Розрахункова довговічність (млн..об.)

Розрахункова довговічність год.

Розглянемо правий підшипник

=0,315<е - тому осьове навантаження не враховуємо

P_e1=V·P_r1 ·K_ϭ·K_T=4182,5·1·1·1=4182,5≈4,2 кН

Розрахункова довговічність (млн..об.)

Розрахункова довговічність год.

Знайдена довговічність приємлима

Ведений вал

F_t=2560 Н; F_a=889 H; F_r=277 H

d₂=270,91 мм; f₂=82 мм; c₂=168 мм;

Визначаємо реакції в опорах в горизонтальній площині

ΣМ_а(F_n)=0; -R_x4(c₂+f₂)+F_t·c₂=0

R_x4= Н

ΣМ_b(F_n)=0; -R_x3·(c₂+f₂)-F_t·f₂=0

R_x3= Н

Перевіряємо

Σх_п=0; R_x3-R_x4+F_t=0

-1710,08+(-849,92)=0

Визначаємо реакції в опорах в вертикальній площині

ΣМ_a(F_n)=0;