Расчет редуктора прямозубого (стр. 4 из 6)
В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ, диаметр d, и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:
Толщина фланца крышки δ1 = 1,2∙δ;
Толщина цилиндрической части δ2 = (0,9…1,0)∙δ;
Диаметр установки винтов D1 = D + 2,5∙d;
Диаметр фланца D2 = D1 + 2∙d;
Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников
Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9
Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек
| № вала рисунок 2 | D, мм | d, мм | z | δ, мм | δ1, мм | δ2, мм | D1, мм | D2, мм |
| 1 | 72 | М8 | 4 | 6 | 8 | 6 | 92 | 110 |
| 2 | 72 | М8 | 4 | 6 | 8 | 6 | 92 | 110 |
5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников
Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 < 10…15 м/с (υ1 = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.
Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.
5.6 Выбор уплотнений валов
В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10
Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет
| Вал | Внутренний диаметр d, мм | Наружный диаметр D, мм | Толщина h, мм |
| Быстроходный | 35 | 58 | 10 |
| Тихоходный | 35 | 58 | 10 |
6 Проверочный расчет подшипников качения
6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора
Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора
Определяем силы в зубчатом зацеплении
Окружная сила:
(26) 
Радиальная сила:
(27)где α – угол зацепления передачи; для передач без смещения α = 20˚;
; 
Определяем консольные силы
(28)на быстроходном валу от муфты
на тихоходном валу от цепной передачи
6.2 Проверка подшипников быстроходного вала
6.2.1 Определение реакций опор
Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости
Проверка: ΣYi = RАy – Fr1 + RВy = 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости
Проверка: ΣХi = RАx + Ft1 – RВx + Fк1 = 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0.
Определяем суммарные радиальные реакции
6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников
Исходные данные для расчета:
Частота вращения вала – n = 960 об/мин;
Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч;
Подшипник 207
Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н;
Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Расчет ведем для опоры В, как наиболее нагруженной
Радиальная реакция Fr = RB = 1299,6 Н;
Определяем эквивалентную динамическую силу
(29)где КБ – коэффициент безопасности, принимаем КБ = 1,3;
КТ – температурный коэффициент, принимаем КТ = 1,0;
Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность
; (30)где k – показатель степени; для шариковых подшипн6иков k = 3;
Т.к. Стр < Сr, то предварительно выбранный подшипник подходит.
6.3 Проверка подшипников тихоходного вала
6.3.1 Определение реакций опор
Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости
Проверка: ΣYi = RАy –Fr2 – RBy + Fк2 = 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости
