124258 (592899), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Согласно рекомендациям [3, с. 196], в соответствии с рядом R_α 40 (СТ СЭВ 514 – 77) принимаем диаметр вала d_В2 = 28 мм; диаметр вала под уплотнение d₂^' = 32 мм; диаметр вала под подшипник d₂^'' = 35 мм, диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса d₂^''' = 38 мм.

3. Конструктивные размеры зубчатого колеса. Диаметр ступицы определяем по формуле

d₂^'''' = (1,5…1,7) d₂^''', (37)

где d₂^''' – диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, мм.

Тогда диаметр ступицы по формуле (37) равен:

d₂^'''' = (1,5…1,7) ∙38= 57…64,6 мм,

принимаем диаметр ступицы d₂^'''' = 60 мм.

Длина ступицы, согласно рекомендациям [3, с.307], определяется по формуле

l_СТ = (0,7…1,8) d₂^''', (38)

где d₂^''' – диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, мм.

Тогда по формуле (38) получаем

l_СТ = (0,7…1,8) ∙38 = 26,6…68,4 мм,

принимаем длину ступицы l_СТ = 36 мм.

Толщина обода определяется по формуле

δ_О = (2,5…4)m_n, (39)

где m_n – нормальный модуль, мм.

Тогда толщина обода

δ_О = (2,5…4) ∙1,5 = 3,75…6 мм,

принимаем толщину обода δ_О = 4 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина диска определяется по формуле

е = (0,2…0,3)b₂, (40)

где b₂ – ширина венца зубчатого колеса, мм.

Тогда толщина диска

е = (0,2…0,3) ∙36 = 7,2…10,8 мм,

принимаем е = 9 мм.

Согласно рекомендациям [3, с.308], диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм.

2.7 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

δ = 0,025 a_w + 1…5 мм, (41)

где a_w – межосевое расстояние, мм.

Тогда толщина стенки корпуса

δ = 0,025 a_w + 1…5 мм = 0,025∙90 + 1…5 мм = 3,25…7,25 мм,

принимаем толщину стенки δ = 6 мм.

2.Согласно рекомендациям [3, с.308], толщина стенки крышки корпуса редуктора, определяется по формуле

δ₁ = 0,02 a_w + 1…5 мм, (42)

где a_w – межосевое расстояние, мм.

Тогда толщина стенки крышки корпуса по формуле (42)

δ₁ = 0,02 a_w + 1…5 мм = 0,02∙90 + 1…5 мм = 2,8…6,8 мм,

принимаем толщину стенки крышки редуктора δ ₁ = 5 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора определяется по формуле

s = 1,5 δ, (43)

где δ – толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

s = 1,5 δ = 1,5 ∙ 6 = 9 мм.

Принимаем s = 9 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

s₁ = 1,5 δ₁, (44)

где δ ₁ - толщина стенки крышки корпуса, мм.

Тогда

s₁ = 1,5 δ₁ = 1,5 ∙ 5 = 7,5 мм.

Принимаем s₁ = 7 мм.

5. Согласно рекомендациям [3, с. 308], толщина нижнего пояса корпуса

редуктора определяется по формуле

t = (2…2,5) δ , (45)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

t = (2…2,5) δ = (2…2,5) ∙ 6 = 12…15 мм.

Принимаем t = 14мм.

6. Согласно рекомендациям [3, с.308], толщина ребер жесткости корпуса редуктора, определяется по формуле

С = 0,85 δ, (46)

где δ – толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

С = 0,85 δ = 0,85 ∙ 6 = 5,1 мм.

Принимаем С = 5 мм.

7. Диаметр фундаментальных болтов, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

d_Ф = (1,5…2,5)δ, (47)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

d_Ф = (1,5…2,5)δ = (1,5…2,5) ∙ 6 = 9…15 мм.

Принимаем d_Ф = 12 мм.

8. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту), согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

К₂ = 2,1 d_Ф, (48)

где d_Ф – диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

К₂ = 2,1 d_Ф = 2,1· 12 = 25,2 мм.

Принимаем К₂ = 25 мм.

9. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, определяется по формуле

d_К = (0,5…0,6) d_Ф, (49)

где d_Ф – диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

d_К = (0,5…0,6) d_Ф = (0,5…0,6) ∙ 12 = 6…7,2 мм.

Принимаем d_К = 6 мм.

10. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников определяется по формуле

К = 3 d_К, (50)

где d_К – диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, мм.

Тогда

К = 3 d_К = 3 ∙ 6 = 18 мм.

Принимаем К = 18 мм.

Ширину пояса К₁, согласно рекомендациям [3, с.309], назначаем на 2…8 мм меньше К, принимаем К₁ = 13 мм.

11. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, определяется по формуле

d_К.П = 0,75 d_Ф, (51)

где d_Ф – диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

d_К.П = 0,75 d_Ф = 0,75 ∙12 = 9 мм.

Принимаем d_К.П = 8 мм.

12. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору, согласно рекомендациям [2, с.309], определяется по формуле

d_П = (0,7…1,4)δ, (52)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

d_П = (0,7…1,4) δ = (0,7…1,4) ∙ 6 = 4,2…8,4 мм.

Принимаем d_П^' и d_П^'' = 6 мм для быстроходного и тихоходного валов.

13. Диаметр отжимных болтов принимаем из диапазона 8…16 мм (d = 8).

14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_К.С, согласно рекомендациям [3, с.309], принимается от 6 до 10 мм. Принимаем d_К.С = 8 мм.

15. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора), согласно рекомендациям [3, с.309], определяется по формуле

d_{П. Р} = (1,6…2,2) δ, (53)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (53) получаем

d_{П. Р} = (1,6…2,2) δ = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм.

Принимаем d_{П. Р} = 12 мм.

2.8 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов

1. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни определяется из соотношения

y = (0,5…1,5) δ, (54)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (54) получаем

y = (0,5…1,5) ∙ 6 = 3…9 мм.

Принимаем y = 6 мм.

Так как l_СТ < b₁, то размер y берем от торца шестерни.

2. Расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни определяется из соотношения

y₁ = (1,5…3) δ, (55)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (55) получаем

y₁ = (1,5…3) ∙ 6 = 9…18 мм.

Принимаем y₁ = 14 мм.

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности d_а2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначаем из соотношения

y₁^' = (3…4) δ, (56)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (56) получаем

y₁^' = (3…4) · 6 = 18…24 мм.

Принимаем y₁^' = 21 мм.

3. Длины выходных концов быстроходного l₁ и тихоходного l₂ валов определяются из соотношения

l = (1,5…2) d_В, (57)

где d_В – диаметр вала, мм.

Тогда длина выходного конца быстроходного вала

l₁ = (1,5…2) ∙ 24 = 36…48 мм.

Принимаем . l₁ = 42 мм.

Длина выходного конца тихоходного вала

l₂ = (1,5…2) ∙ 28 = 42…56 мм.

Принимаем . l₂ = 48 мм.

4. Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем родиальные роликоподшипники воспринемающие только радиальную нагрузку .

При значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшипники (d₁^'' = 30 мм, а d₂^'' = 35 мм) следует ожидать , что для тихоходного вала подойдет более легкая серия подшипника, чем для быстроходного. Здесь типоразмеры подшипников намечаем ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъемности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на среднюю серию подшипника для быстроходного и легкую серию для тихоходного валов, согласно рекомендациям [3, табл. П41], получаем:

d = d₁^′′= 30 мм, Т^′_max = 19 мм, D₁ = 72 мм;

d = d₂^′′ = 35 мм, Т^′′_max = 17 мм, D₂ = 72 мм.

Размер Х определяется по формуле

Х = 2 d_П, (58)

где d_П – диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору, мм.

Тогда для быстроходного вала

Х^' = 2 d_П^' = 2 ∙ 6=12 мм.

Для тихоходного вала

Х^'' = 2 d_П^′′ = 2 ∙6 =10 мм.

Размеры l₁^' и l₂^' определяем по формуле

l = 1,5Т_max, (59)

где Т_max – ширина подшипника, мм.

Тогда по формуле (59) получаем

l₁^' = 1,5 Т^′_max = 1,5 ∙ 19 = 28,5 мм,

l₂^' = 1,5 Т^′′_max = 1,5 ∙ 17 = 25,5 мм.

Принимаем l₁^' = 28 мм, l₂^' = 25 мм.

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни l₁^'' = 8…18 мм, принимаем l₁^'' = 12 мм. Размер l₁^''' = 8…18 мм, принимаем l₁^''' = 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала l₂^'' = 8…25 мм, принимаем l₂^'' = 15 мм.

5. Определяем расстояния a₁ и a₂ по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно примем на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала.

Для тихоходного вала расстояние a₂ определяется по формуле

a₂ = y + 0,5l_СТ, (60)

где y – зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни, мм;

l_СТ – длина ступицы, мм.

Тогда по формуле (60) получаем

a₂ = 6 + 0,5 ∙ 36 = 24 мм.

Принимаем a₂ = 25 мм.

Для быстроходного вала расстояние a₁ определяется по формуле

а₁ = l₁^'' + 0,5b₁, (61)

где l₁^'' – расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни, мм;

b₁ – ширина венца шестерни, мм.

Тогда по формуле (61) получаем

а₁ = 12 + 0,5 ∙ 39 = 31,5 мм.

Принимаем a₁ = 32 мм.

6. Определяем габаритные размеры редуктора. Ширину редуктора определяем по формуле

В_Р = l₂ + l₂^' + Т^′′_max + y + l_СТ + y + l₁^'' + Т^′_max +l₁^'+ l₁, (62)

где l₂ – длина выходного конца тихоходного вала, мм;

где Т^′′_max – ширина подшипника тихоходного вала, мм;

Т^′_max– ширина подшипника быстроходного вала, мм;

y – зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни, мм;

l_СТ – длина ступицы, мм;

l₁^'' – расстояние от торца подшипника до торца шестерни, мм;

Характеристики

Список файлов ВКР