Расчёт элементов конструкции редуктора по соотношениям

В приложении приведён чертёж редуктора, конструктивно идентичного проектироемому. Элементы конструкции, расчет которых производится по формулам, приведённым в таблице ,присутствуют на этом чертеже

Таблица 2

Полученные при расчёте диаметры болтов округляют до стандартных (См. приложение №7). Остальные размеры округляют до миллиметра.

Выбор конструкции крышек подшипниковых узлов и уплотнений

В конструкции редуктора с цилиндрическими колесами и валами, установленными на шариковых радиальных подшипниках можно использовать закладные крышки Глухие крышки полностью. закрывают отверстие под подшипник. Сквозные крышки устанавливаются на входных и выходных концах валов со стороны хвостовиков, сквозь них проходят валы и отверстия для валов уплотняются с целью обеспечения герметичности специальными устройствами. В нашем случае применимы манжеты резиновые армированные для валов по ГОСТ 8752-79. (См приложение №3)

, 7. Первый этап эскизного проектирования редуктора

По результатам расчёта зубчатой передачи определяемся с масштабом чертежа. На листе миллиметровой бумаги проводим горизонтальную линию примерно на половине высоты листа и вертикальную линию на расстоянии 200мм от левого края листа Точку пересечения прямых примем за центр шестерни. Откладываем на горизонтальной прямой вправо межцентровое расстояние а_ῳ, и тонкими линиями наносим контуры шестерни и колеса .Затем от габаритов шестерни откладываем расстояния А₁ и А₂ (см. таблицу 1) и очерчиваем внутренние стенки корпуса. Размещаем подшипники и закладные крышки. Очерчиваем валы. Длины выходных концов валов берём из таблицы 3

Таблица 3

Концы валов цилиндрические, мм ( ГОСТ 6636-89)

8 Расчёт подшипников 8.1 По чертежу определяем расстояние между опорами. Строим расчётные схемы валов

Рис. 3

8.2 Определяем усилия в зацеплении косозубой передачи F_t =2T /d

F_r = F_t tg a/ cos β

F_a = F_t tg β,

F_a

F_t

Рис. 4

8.3 Находим реакции опор

8.3.1 Составляем уравнения равновесия статики для пространственной системы произвольно расположенных сил:

;

8.3.2 Находим полные реакции подшипников:

8.4 Определяем приведённую нагрузку наиболее нагруженного подшипника каждого вала по формуле:

R_э =XR_BK_kK_bK_T/ 1000

8.5 Определяем практическую долговечность наиболее нагруженного подшипника каждого вала по формуле:

L_hl = 10⁶ (C/R_Э)³ / 60n

8.6 Сравниваем L_hl с заданной . [L_hl] = 10 000 часов

Если . [L_hl] ≥ L_hl то выбирается другой подшипник с большим значением С.

Проверочный расчёт валов

9.1 По расчётным схемам валов строим эпюры изгибающих и крутящих моментов для каждого вала

М_кр

M_Ft

M_Fr

М_Fa

Рис. 5

M_Ft =F_t L/ 4 М_Fr = F_r L/ 4 М_Fa = F_a / 4

Где L - расстояние между опорами

Полный изгибающий момент равен:

М = √ M_Ft²+ M_Fr²+ М_Fa ²

9.2 Определяем приведённый момент в опасных сечениях быстроходного и тихоходного валов

М_пр = √М² +Т²

9.3Расчётный диаметр вала определяется по формуле

:d = ³√M_ПР /(0,1[σ_-1И]

где M_ПР – приведённый момент,

[σ_-1И] - допускаемое напряжение на изгиб при симметричном цикле изменения напряжений.

[σ_-1И] = 110 Мпа для Ст5.

9.4 Если проверяемое сечение вала ослаблено шпоночной канавкой, расчётный диаметр вала увеличиваем на 10%

9.5 Расчётный диаметр вала сравниваем с диаметром на чертеже. Корректируем чертёж только в том случае, если получившейся диаметр больше.

Выбор шпонок

Применяем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78. Размер шпонки определяется диаметром вала.( См. приложение №4).