Двухступенчатый редуктор

    Принимаю  Kσ=1,2 – нагрузка спокойна без толчков(по таблице3 стр. 13 [1] – м/р.)

    K_t=1.05 (по таблице3 стр. 13 [1] – м/р.) как температура 125 C⁰

    n – частота вращение.

     =14121,42 – особо легкая серия (106)

     - особо легкая серия (108) 

    Полученное  значение L_h1 и L_h2 должны соответствовать долговечности редукторов, для зубчатых редукторов от 10000 до 36000 часов.

    Записываются  характеристики подшипников в виде таблицы, даётся таблица для всех параметров двух подшипников.

    

 

    VI. Расчет шпоночных соединений.

    Даётся  эскиз шпоночного соединения, с простановкой размеров в буквенном виде.

    Определяются  расчётные напряжения и для шпоночных соединения ведущего и ведомого валов.

    

    

    Где l_раб – рабочая длина шпонки.

    l – общая длина шпонки

    в – ширина шпонки

    h – высота шпонки

    d – диаметр вала в месте постановки шпонки

    Диаметр валов под зубчатые колёса d₁’’ и d₂’’ предварительно назначаются. Их размеры можно принять по ГОСТ, приблизительно на 3 – 5 мм больше по сравнению с принятыми диаметрами валов под подшипники. Затем, при окончательном расчёте валов по эквивалентному напряжению они окончательно уточняются.

    Выбираются  допустимые напряжения для материалов шпонок.

     =100_120 Н/мм²

     =60 – 90 Н/мм²

    M_кр1=96058,4(Н мм)

    M_кр2=153693,4(Н мм)

    d₁’’=36(мм) 

    d₂’’=45(мм)

    b₁=10 

    b₂=14

    h₁₌8

    h₂=9 (стр. 18 [1])

     (мм) – ширина ведущего зубчатого  колеса (стр. 3 [-])

     (мм) – ширина ведомого зубчатого колеса (стр. 3 [-])

    Длина шпонки должна быть меньше длины ступицы  зубчатого колеса на 2 – 5 мм.

    Первоначально принимаем длину ступицы равной длине зуба шестерни «в₁» и зубчатого колеса «в₂».

    l₁=32 (мм) (стр. 18 табл. 7 [1])

    l₂=25 (мм) (стр. 18 табл. 7 [1])

    l_раб1=l_общ1 – b_шп1 = 32–10 =22(мм)

    l_раб2=l_общ2 – b_шп2 = 25–14 =11(мм)

    

    

    L_р2=x. Принимаем допустимые напряжения =100(Н/мм²⁾

    

    l₂= l_p2+в_шп2=15.2+14=29.2(мм)

    По  ГОСТ l_общ2=30мм то приним зубчатое колесо со ступицей    v l_ст2=30+5=35(мм). А l_ст1=32+5=37(мм).

    Итак  шпонка 1: в₁*h₁*l₁=10*8*32

    шпонка 2: в₂*h₂*l₂=14*9*25

     <

     <

    

 

    VII. Окончательный расчет валов.

    Окончательный расчет валов по , когда известно расположение деталей в редукторе.

    

    

     ;

    

    M_пр1,2 – приведённые моменты на ведущем и ведомом валах (Н м, Н мм)

    М_из1,2 – изгибающие моменты на ведущем и ведомом валах (Н м, Н мм)

    М_кр1,2 – крутящие моменты на ведущем и ведомом валах (Н м, Н мм)

     (Н/мм²)

    Для одноступенчатого редуктора с симметричным расположение зубчатых колес относительно опоры.

     (Н)

     (Н)

    При заданной компоновке

    

    R_a, R_в – реакция, возникающая в подшипнике

    

    a – расстояние от середины подшипника до середины зубчатого колеса.

      

     (мм)

    Принимая  a_max=46(мм)

    Величина  зазор в редукторе от стенки до ступицы

     , не должно быть меньше 8мм, если результат > 8мм то оставляем его, если меньше 8мм, то принимаем его равным 8мм.

     =0,03*a_w+1=0.03*100+1=4(мм)

    Принимаю  за решение что  =8 так как 4<8мм

    y= 8 – 12 мм – определяется шириной мазеудерживающего кольца. Принимаю y=12мм

    B - ширина подшипника средней серии. В=16 (см стр8[-])

    l_ст – длина ступицы зубчатого колеса l_ст (см стр9[-])

    М_из=R_a*a_max

    М_из=1277,38*46=58759,48 (H мм)=58,8(Н м)

    Полученные  диаметры увеличиваем на 5 – 10%, учитывая ослабления шпоночной канавкой и  округляем до ближайшего большего по ГОСТ

      

    

d₁ (мм)

d₁”= 30,4_5%=31,92

d₂”=34,5+5%=36,2

    По  прочностным характеристикам проходит d₁”=36мм, d₂”=38,но оставляем конструктивно принятые d₁”=36 (мм), d₂”=45 (мм)

    

    VIII Выбор. Конструкции зубчатых колес.

Рис.4. пособие 

    d_a – диаметр окружности выступов

    D_отв – диаметр центров отверстий

    D₀ – диаметр обода колес

     - толщина обода.

    d_отв – диаметр отверстий для облегчения зубчатых колес

    d_ст – диаметр ступицы зубчатого колеса

    c – толщина диска

    В – ширина зубчатого колеса

    l_ст – ширина ступицы

    d_в – диаметр вала 

    По  условиям d_a

500мм

    d_ст=1,6 d_в

    

=(2,5 – 4)*m_n, но не менее 8 – 15мм

    

- толщина обода зубчатого  колеса

    С=0.2*B, но не менее 10 мм

    С₁=0,2*35=7 => принимаем С₁=10, а С₂=0,2*30=6 => принимаем С₂=10

    d_отв=0,75(D_о-d_ст)

    D_o=d_f-2

- диаметр обода зубчатого колеса

    n=0.5m=0.5*2=1 

    IX. Выбор смазки зубчатых колёс и подшипников.

1. Смазка редуктора.

    

    

    

    Где d_1,2 – диаметры делительных окружностей зубчатых колес

    n_1,2 – частота вращения ведущего и ведомого валов

    

     (см стр1 [-])

    n₁=750(об/мин)

     (об/мин)

    По вязкости найдем марку масла

2. Смазка подшипников, качения по формуле

     - густая (консистентная)

     - жидкая (картерная), где d_1,2 (см стр. 25 [1]) диаметры валов под подшипники,

     смазка густая

     смазка густая

    Температурный коэффициент т.к.K_T=1 и допустимая температура 100 C⁰ ([-]стр.8) то (по Табл. 10 [1]стр25) выбираем смазку ЦИАТИМ, с маркой 202 по ГОСТу 11110-74; и температура применения от-50⁰ до +120⁰ 

    X. Уплотнение подшипников узлов.

    Для защиты подшипников от внешней среды  и удержания смазки в опорных  узлах служат уплотнительные устройства.

    Вид уплотнений выбирается в зависимости  от скорости вращения.

    

     < 2м/с (войлочных колец)

     < 2м/с (войлочных колец)

    d₁’=35(мм); d₂’=45(мм) диаметры валов под подшипники

    d_1,2 диаметры валов на месте постановки уплотнения d₁’;d₂’, n_1,2 – частота вращения ведущего и ведомого валов

    Допустимые  значения скорости:

• Для войлочных колец – до 2 м/с
• Для фетровых уплотнений – до 5 м/с
• Для манжетных уплотнений – до 10 м/с
• Для лабиринтных практикуется – до 30 м/с
• Для щелевых – до 10 м/с

    Рассчитав окружную скорость вращения валов выбираем необходимый вид уплотнения и  его размеры.

    Дать  эскизы уплотнений с постановкой  размеров в буквенном виде m