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

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.

Похожие работы

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке

Скачать

45166

14

5

... напряжения σэкв = 1, 3 Fр / А (109) σэкв = 1, 3 *1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н/мм2 [σ] 27, 48  75 Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрического редуктора. Rу – большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 ...

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты

Скачать

42214

6

8

... с синхронной частотой вращения 750 об/мин. 2. Кинематический и энергетический расчёт привода 2.1 Кинематический расчёт Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе: Разобьём передаточное число привода между редуктором и ремённой передачей. Примем: передаточное число ремённой передачи ирп = 3,55, тогда передаточное число редуктора: Частота вращения ...

Проектирование индивидуального провода

Скачать

17267

2

12

Определяем действительное передаточное число привода u0 по формуле 3.8[1]  (7) Рассчитываем действительное передаточное число открытой цилиндрической передачи u89  (8) Нагрузочные характеристики каждого из валов привода (мощность Pj, частота вращения nj, крутящий момент Tj) приведены в таблице 1.1, заполненной на основании таблицы 1.2.6.[2]. Таблица 1.1 – Силовые и ...

Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Скачать

20220

7

5

... 1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи u = 2¸ 3 1.7 Определяем передаточное отношение редуктора Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2¸ 3 , где U - передаточное отношение двигателя Uоп - передаточное отношение открытой передачи ...