Редуктор

Определяем реакции опор входного вала.

Нагрузки, действующие на вал со стороны шестерни быстроходной передачи: [Н] - окружная сила; [Н] - радиальная сила.

Сила действует на вал в вертикальной плоскости, а сила действует на вал в горизонтальной плоскости.

Нагрузка, действующая на вал со стороны муфты:

= [Н] - радиальная сила, действующая на вал со стороны муфты. Направление силы заранее неизвестно. При определении суммарных реакций опор от нагрузок со стороны зубчатых колес алгебраически прибавим к ним реакции от силы .

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

[Н]

[Н]

Реакции опор в вертикальной плоскости:

[Н]

[Н]

Реакции опор от действия радиальной силы со стороны муфты:

[Н]

[Н]

Полные реакции опор вала

= [Н]

= [Н]

б). Подбор подшипников входного вала.

[мм] - диаметр вала; [] - частота вращения вала;

[час] - потребный ресурс (долговечность) подшипника ;

[Н] и [Н] - радиальная нагрузка на левую и правую опору вала соответственно.

Подбор подшипника ведем по наиболее нагруженной опоре.

Принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные особолёгкой серии 106 по ГОСТ 8338–75:

[кН] - базовая динамическая грузоподъемность;

[кН] - базовая статическая грузоподъемность.

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

здесь — коэффициент динамичности нагрузки;

коэффициент;

= [Н]

= [Н]

Определяем расчетный ресурс подшипника:

= [час] > 19 200 [час].

Подшипники 110 удовлетворяют условию долговечности.

Промежуточный вал редуктора а). Определяем реакции опор промежуточного вала.

Нагрузки, действующие на вал со стороны колеса быстроходной передачи:

[Н] - окружная сила; [Н] - радиальная сила.

Нагрузки, действующие на вал со стороны червяка:

[Н] - осевая сила, [Н] - окружная сила;

[Н] - радиальная сила; [мм] - делительный диаметр червяка.

Силы, и действуют на вал в горизонтальной плоскости, причем сила действует в виде момента = [Н мм].

Силы и действуют на вал в вертикальной плоскости.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

[Н]

[Н]

Реакции опор в вертикальной плоскости:

[Н]

[Н]

Полные реакции опор вала

= [Н]

= [Н]

б). Подбор подшипников промежуточного вала.

[мм] - диаметр вала; [] - частота вращения вала;

[час] - потребный ресурс (долговечность) подшипника ;

[Н] и [Н] - радиальная нагрузка на левую и правую опору вала соответственно; [Н] - внешняя осевая сила, действующая на вал.

Подбор подшипника ведем по наиболее нагруженной опоре.

Схема установки подшипников — с левой фиксирующей опорой (состоящей из 2-х роликовых конических подшипников) и с правой плавающей опорой (с одним шариковым радиальным подшипником).

1). Принимаем для левой (фиксирующей) опоры подшипники роликовые конические однорядные средней широкой серии 7607А по ГОСТ 27 365–87:

[кН] - базовая динамическая грузоподъемность;

[кН] - базовая статическая грузоподъемность;

= [кН] - суммарная динамическая грузоподъемность для комплекта из 2-х подшипников;

— коэффициент осевой нагрузки;

— коэффициент осевого нагружения.

Определяем осевую силу на левой опоре:

= [Н]

= >, следовательно ;

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

здесь — коэффициент динамичности нагрузки;

коэффициент;

= [Н]

Определяем расчетный ресурс подшипника:

=

= [час] > 19 200[час].

Подшипники 7607А удовлетворяют условию долговечности.

2). Принимаем для правой (плавающей) опоры подшипник шариковый однорядный лёгкой серии 207 по ГОСТ 8338–75:

[кН] - базовая динамическая грузоподъемность;

[кН] - базовая статическая грузоподъемность.

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

здесь — коэффициент динамичности нагрузки;

коэффициент;

= [Н]

Определяем расчетный ресурс подшипника:

= [час] > 19 200 [час].

Подшипник 207 удовлетворяет условию долговечности.

Выходной вал редуктора а). Определяем реакции опор выходного вала.

Нагрузки, действующие на вал со стороны червячного колеса:

[Н] - окружная сила; [Н] - осевая сила, [Н] - радиальная сила.

[Н] - осевая сила, действующая на вал со стороны звёздочки цепной передачи (значение усилия получено в предположении, что шаг цепи — 80 мм, число зубьев звёздочки — 10, передаточное число передачи — 2, тип цепи — ПРИ-78.1−360 ГОСТ 13 568–97 (шаг цепи равен [мм])

Силы и действуют на вал в вертикальной плоскости.

Силы и действуют на вал в горизонтальной плоскости, причём сила действует в виде сосредоточенного момента:

= [Нмм], здесь [мм] - делительный диаметр червячного колеса.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

= [Н]

= [Н]

Реакции опор в вертикальной плоскости:

= [Н]

= [Н]

Полные реакции опор вала

= [Н]

= [Н]

б). Подбор подшипников выходного вала.

[мм] - диаметр вала; [] - частота вращения вала;

[час] - потребный ресурс (долговечность) подшипника ;

[Н] и [Н] - радиальная нагрузка на левую и правую опору вала соответственно; [Н] - внешняя осевая сила, действующая на вал.

Подбор подшипника ведем по наиболее нагруженной опоре.

Принимаем подшипники роликовые конические однорядные средней широкой серии 7612 по ГОСТ 333–79:

[кН] - базовая динамическая грузоподъемность;

[кН] - базовая статическая грузоподъемность;

— коэффициент осевой нагрузки;

— коэффициент осевого нагружения.

Определяем осевые силы и на левой и правой опорах:

= [Н]

= [Н] - осевые составляющие от действия радиальных нагрузок и соответственно; тогда

= [Н]

= [Н]

Сравниваем отношение и для окончательного принятия значений коэффициентов X и Y (здесь V = 1 — коэффициент вращения кольца для случая вращения внутреннего кольца подшипника):

= >, следовательно ;

= <, следовательно ;

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

здесь — коэффициент динамичности нагрузки;

коэффициент;

= [Н]

= [Н]

Определяем расчетный ресурс подшипника:

=

= [час] > 19 200 [час].

Подшипники 7612 удовлетворяют условию долговечности.

Заключение

В процессе выполнения данной курсовой работы были проведены следующие расчёты:

— рассчитаны кинематические параметры редуктора и подобран электродвигатель требуемой мощности;

— рассчитана цилиндрическая передача, определены её геометрические размеры и усилия в зацеплении;

— рассчитана червячная передача редуктора, определены её геометрические размеры и усилия в зацеплении;

— рассчитаны основные геометрических параметров валов редуктора;

— подобраны (из условия долговечности) подшипники качения для опор валов редуктора;

— проверены на смятие шпонки;

— выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи выходного валов редуктора и зубчатого колёса цилиндрической передачи редуктора.

Список литературы

Проектирование механических передач: Учеб. пособие для немашиностроительных ВУЗов / С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, В. А. Кисилёв и др. — Изд. 4-е, переработанное — М.: Машиностроение, 1976. — 608 с.

Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие. Изд. 2-е, переработанное и дополненное — Калининград: Янтарный сказ, 2002. — 454 с.

ГОСТ 2185–66. Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры. — М.: Издательство стандартов, 1993.

ГОСТ 2144–76. Передачи червячные цилиндрические. Основные параметры. — М.: Издательство стандартов, 1992.

ГОСТ 13 568–97. Цепи приводные роликовые и втулочные. Общие технические условия. — М.: Издательство стандартов, 1998.