Реферати українською » Промышленность, производство » Редуктор циліндричний двоступінчастий


Реферат Редуктор циліндричний двоступінчастий

Міністерство освіту й науки України

Нікопольський Факультет металургійної Академія України

Кафедра прикладної механіки

>Редуктор циліндричний двоступінчастий
Розрахунок

Керівник ВишинськийВ.Т.

>Разработала ст. грн.ТМН-07Лубашева Л. В.

Нікополь 2011


>Оглавление

1. Вихідні дані

2. Вибір електродвигуна

3.Передаточние числа і навантаження щаблів

4. Розрахунок основних розмірів зубчастих передач на контактну витривалість

5.Геометрический розрахунок швидкохідної щаблі

6.Проверочний розрахунок зубів швидкохідної щаблі на витривалість і вибір матеріалів

7.Геометрический розрахуноктихоходной щаблі

8. Перевірка передатного числа

9.Проверочний розрахунок зубівтихоходной щаблі на витривалість і вибір матеріалів

10. Підбір муфти і (попередня визначення розрахункових довжин валів

11. Зусилля взацеплении і консольні навантаження

12. Розрахунок швидкохідного валу

13. Розрахунок проміжного валу

14. Розрахунок тихохідного валу

15.Подшипникикачения

16.Шпоночние сполуки

17. Перевірка запасів витривалості валів

18. Основні розміри корпусних деталей і компонування редуктора

 


1. Вихідні дані

>Вращающий момент натихоходном валу редуктора T3=3150 Нм.

Частота обертання тихохідного валу n3=59 об./хв.

Швидкохідний вал з'єднаний пружною муфтоюМУВП з асинхронним електродвигуном з синхронної частотою обертання n1З=750 об./хв.

>Консольная навантаження тихохідного валу U3=16000 М.

Режим роботи редуктора безперервний,нереверсивний. Навантаження близька до постійної, термін їхньої служби необмежений.

>Бистроходная щабель редуктора –шевронная, роздвоєна зевольвентним зачепленням, вихідний контур по ГОСТ 13755-81.Тихоходная щабель –косозубая зкруговинтовимдозаполюсним зачепленням Новикова, вихідний контур по ГОСТ 15023-76.

>Твердость зубів швидкохідної щаблі після поліпшення: шестерні – 270…300НВ, колеса – 220…250НВ.Твердость зубівтихоходной щаблі після поліпшення: шестерні – 250…280НВ, колеса – 200…230НВ.

Напрям обертання – за схемою (рис. 1).

2. Вибір електродвигуна

>Требуемая потужність двигуна

,                                                                                 (2.1)

ТутP – в Вт, Т3 – вНм, n3 – в об./хв.

Приймаємо орієнтовно ККД одному щабліh=0.97, тоді


Прийнято електродвигун4Ф200М6УЗ по ГОСТ 19523-81,P=22 кВт,n1=975 об./хв.

3.Передаточние числа і навантаження щаблів

>Передаточное число редуктора

Приймаємо передатне число швидкохідної щаблі

,


Прийнято

>Передаточное числотихоходной щаблі

.

>Вращающие моменти на проміжному і швидкохідному валах

, Нм,

4. Розрахунок основних розмірів зубчастих передач на контактну

витривалість

Визначаємо допущені контактні напруги по середньої твердості зубівНВпорівн осіб більш м'якого колеса при коефіцієнті запасу P.S, рівним 1.1 (ГОСТ 21354-87). Для швидкохідної щаблі

,МПа

Длятихоходной щаблі

,МПа

>Бистроходная щабель виконується як роздвоєногошеврона зевольвентним зачепленням.Межосевое відстань


,                                                (4.1)

Приймаємо коефіцієнт навантаженняK=1.2, й у роздвоєногошеврона коефіцієнт ширини

Отримуємо

 мм

Прийнято відповідно до ГОСТу 2185-66: аw12=200 мм

Розрахункова ширинаполушеврона швидкохідної щаблі

, мм

>Тихоходная щабель виконано виглядікосозубой передачі зкруговинтовим зачепленням Новикова.Межосевое відстань

Приймаємо коефіцієнт навантаженняK=1.1; й укосозубой передачі . Отримуємо

 мм

Прийнято відповідно до ГОСТу 2185-66: аw2'3=250 мм

Розрахункова ширинатихоходной щаблі

, b2'3=100 мм

5.Геометрический розрахунок швидкохідної щаблі

Модуль окружної

Приймаємо сумарна кількість зубів Z1+Z2=100, тоді мм

Приймаємо відповідно до ГОСТу 9563-60 модуль нормальнийmn=3,5 мм

>Значениям модулів відповідають

,b=36°52,

що де лежить в інтервалі 25…40°, бажаному дляшевронних передач.

>Числа зубів

,

Z2 = (Z1+Z2)–Z1,                                                                                  (5.1)

Прийнято Z1=19, Z2=81.

Кількість зубів, мінімальне за умовою підрізання,

Z>min=>17cos3>b=170.83»9.


Прийняте Z1 більше, ніж Z>min, тому передача не вимагає усунення (>корригирования). Справжнє передатне число швидкохідної щаблі

Коефіцієнт осьового перекриття

,

що як досить.

>Диаметри коліс (рис. 2):

>d1=>m>t>Z1=>3,519,d1=67 мм,

>d2=>m>t>Z2=>3,581,d2=284 мм,

перевіряємо:

,

>d>a1=>d1+>2mn=>67+23,5,d>a1=74 мм

>d>a2=>d2+>2mn=>284+23,5,d>a2=291 мм

>d¦1=>d1–>2.5mn=>67–2,53,5,d¦1=58,25 мм

>d¦2=>d2–>2.5mn=>284–2,53,5,d¦2=275,25 мм

Окружна швидкість

 м/с.

Відповідно до V12 призначаємо ступінь точності10–9–7–В по ГОСТ 1643-81.

Номінальна товщина зуба наделительном циліндрі

, P.S=5,49 мм

6.Проверочний розрахунок зубів швидкохідної щаблі на

витривалість і вибір матеріалів

>Контактное напруження як уевольвентной передачі

,                                                                  (6.1)

Коефіцієнт числа зубів ZK=0.79

Коефіцієнт навантаженняK=KV>Kb.

При постійної навантаженні коефіцієнт концентрації навантаження Kb=1.

Коефіцієнт динамічності навантаження KV для прийнятої8-ой ступеня точності за нормами плавності при швидкості 1,77 м/с не враховуючи підробітки KV=1.3. Через війну підробітки динамічна добавка зменшується йK=KV=1.3.

Окружна сила

 М.

ОтримуємоМПа, що менше прийнятого (п. 4.1)допускаемого напруги 490МПа. Тому можна зменшити ширину колеса.

>Ширина колеса мм

Прийнято остаточно з округленням по ГОСТ 6636-69

 мм, , мм

Напруга біля підніжжяшевронногоевольвентного зуба

ДеK=KV=1.3

>Эквивалентние числа зубів шестерні і колеса

,


відповідні коефіцієнти міцності Y1=3.8, Y2=3.60

>НапряженияМПа,

 >МПа.

Коефіцієнт запасу витривалості

,                                                                                          (6.2)

де масштабний чинник KM=1,04

По середнім значеннямтвердостей знаходимо межі витривалості приотнулевом вигині

 >МПа;

 >МПа

і коефіцієнти запасу

;

.

Відповідно до прийнятимитвердостями зубів і розмірами коліс, шестірня і колесо можуть бути виготовлені зі сталі марки 45 чи40Х. Необхідний коефіцієнт запасу по ГОСТ 21354-87 становить для поковок з поліпшених сталей 1.7, що менше знайдених. Отже, витривалість зубів на злам забезпечується.


7.Геометрический розрахуноктихоходной щаблі

Модуль окружної

Прийнято Z2'+Z3=98, тоді мм

Прийнято по ГОСТ 14186-69 модуль нормальнийmn= 5 мм.

>Значениям модулів відповідають:

,b=11°28,5',

що де лежить у звичайному інтервалі 10…15°.

>Числа зубів:

, Z3=(Z2'+Z3)–Z2'.

Прийнято: Z2'=21, Z3=77. Значення Z2' перебуває у інтервалі 10…25, звичайному для передач Новикова. Справжнє передатне числотихоходной щаблі

Коефіцієнт осьового перекриття eb, рівним 1.2, забезпечується при ширині колеса

 мм,


що близько до знайденою попередньої розрахункової ширині b2'3=>100мм.

Прийнято остаточно (ГОСТ 6636-69)

b3=>95мм, b2'>b3+>2mn, b2'=100 мм.

>Диаметри коліс:

>d2'=>m>t>Z2'=>5,10221,d2'=107 мм,

>d3=>m>t>Z3=>5,10277,d3=393 мм.

перевіряємо: ,

>d>a2'=>d2'+>1.8mn=>107+1,85,d>a2'=116 мм

>d>a3=>d3+>1.8mn=>393+1.85,d>a3=402 мм

>d¦2'=>d2'–>2.1mn=>107–2.15,d¦2'=96,5 мм

>d¦3=>d3–>2.1mn=>393-2.15,d¦3=382,5 мм

Окружна швидкість

 м/с,

відповідно до ніж передачу можна виконати за нормами ступеня точності10–9–7–B по ГОСТ 16162-78.

Номінальна товщина зуба наделительном циліндрі

, P.S=7,7 мм

 

8. Перевірка передатного числа

Справжнє передатне число


Відносне відхилення дійсного передатного числа від номінального

,

що менше 4%, що допускаються по ГОСТ 2185-66.

9.Проверочний розрахунок зубівтихоходной щаблі на

витривалість і вибір матеріалів

>Контактное напруження удозаполюсной передачі Новикова

,                                                             (9.1)

де заb=10…20° коефіцієнт KB становить0.01b°.

Длярассчитиваемой передачі

>Окружное зусилля

 М

При коефіцієнті навантаженняK=1.1, отримуємо

 >МПа

що менше прийнятого у п. 4.1.допускаемого напруги 455МПа.

Напруга біля підніжжя зубадозаполюснойкруговинтовой передачі Новикова


.                                                                                      (9.2)

Відносний наведений радіус кривизни профілю

.

Такому радіусу відповідає коефіцієнтl=9,7 і розрахункова довжина зубаl=lmn=>9,75=48,5 мм.Эквивалентние числа зубів шестерні і колеса

відповідні коефіцієнти міцності Y2'=2,04, Y3=1,83.

>Напряжения біля підніжжя зубів

 >МПа,

 >МПа.

Коефіцієнт запасу витривалості

,

де масштабний чинник KM=1.1

По середнім значеннямтвердостей знаходимо межі витривалості на вигині:


>s>ou2'=>1.75HB>cp2'=>1.75265=465МПа,

>s>ou3=>1.75HB>cp3=>1.75215=375МПа

і коефіцієнти запасу:

,

.

Відповідно до прийнятимитвердостями зубів і розмірами коліс шестерні може бути виготовлена зі сталі марки40Х, колесо – чи також зі сталі40Х (>поковка), або з30ХМЛ (виливок). Необхідний коефіцієнт запасу по ГОСТ 21354-87 становить для поковок з поліпшених сталей 1.7 й у виливків 2.25 що менше знайдених. Отже, витривалість зубів на злам забезпечується.

10. Підбір муфти і (попередня визначення розрахункових довжин

валів

Для сполуки електродвигуна з швидкохідним валом прийнята муфта пружнавтулочно-пальцевая (>МУВП) по ГОСТ 21424-75 здопускаемимвращающим моментом до 710 Нм, діаметром отвори до 56 мм довжиною муфти разом до 135 мм. Запаснагрузочной здібності

.

Такий запас лежать у звичайних межах – від одиниці до двох.

За розмірами муфти і відповідно до ГОСТу 12080-66 приймаємо діаметр і довжину кінця (>хвостовика) швидкохідного валуdX1 = 45 мм, l1 = 110 мм.

Для тихохідного валу, з переданого обертаючого моменту 1250 Нм, керуючись ГОСТ 24266-80 і ГОСТ 12080-66, приймаємо:

>dX3 = 100 мм, l3 =210 мм.

Розрахункові довжини ділянок валів (рис. 1, 4, 5, 6) встановлюємо попередньо (з наступним уточненням при конструюванні) з співвідношень:

X1=l1–>0.5B=110–0.540=90 мм,

X3=>0.5l3=>0.5210=105 мм;

K1=(>1.4…1.8)dX1=>1.545=67,5 мм,

K3=(>0.8…1.2)dX3=(>0.8…1.2)100=100 мм;

З1=>0.25b1+(>30…40)=0.25100+(30…40)=60 мм,

З2=>0.25b2+(>10…20)=0.2590+(10…20)=40 мм;

¦=>0.5(0.5b2+b2')=>0.5(0.590+100)=72,5 мм;

L11+¦=60+72,5=132,5 мм,

L2=L32+¦=40+72,5=112,5 мм.

11. Зусилля взацеплении і консольні навантаження

редуктор електродвигун муфта вал деталь

Зусилля взацеплении швидкохідної щаблі (рис. 3)

>Окружние зусилля

 М

>Радиальние і осьові зусилля

, Fx1=Fx2=F>t1>tgb,


де кут нахилу b становить 36°52' (п. 5). Отримуємо

 М,

Fx1=Fx2=>6239tg36°52'=62390.750=4031 М

Зусилля взацеплениитихоходной щаблі визначаємо аналогічно:

 М,

, Fx2'=Fx3=F>t2'>tgb,

де кут нахилу b становить 11°28.5' (п. 7.1). Отримуємо

 М,

Fx2'=Fx3=>16673tg11°28,5'=2986 М

>Консольная навантаження U1 на гомілка швидкохідного валу з'являється від нерівномірний розподіл зусиль між пальцями муфти внаслідок похибок монтажу. Приймаємо

 М,

де діаметр окружностей центрів пальців Dn=130 мм.

>Консольная навантаження U3 нахвостовике тихохідного валу зазначена у вихідних даних, і становить 16000 М (п. 1).


12. Розрахунок швидкохідного валу

Прийняті діаметри (рис. 4):хвостовикаdx1=45 мм, в опорахdA=>dB=>dx1+5=50 мм, ділянки валу між шестернямиdF>d¦1–1=60–1 прийнятоdF=59 мм.

Опорні реакції іизгибающие моменти від наснаги в реалізаціїзацеплении (рис. 4).

Горизонтальна площину, опорні реакції

 М,

>изгибающие моменти

 >Нмм.

Вертикальна площину, опорна реакція

 М

>изгибающие моменти

 >Нмм,

 >Нмм.

>Результирующие значення

 М,

 >Нмм,

 >Нмм,

Опорні реакції іизгибающие моменти від консольної навантаження

 М,

 М,

перевіряємо:

,

 >Нмм,


 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

>Сечение D розраховувати непотрібно, оскільки крутний іизгибающий моменти у ньому менше, ніж у однаковому з неюсечении З.

Найбільші сумарні опорні реакції іизгибающие моменти підраховуємо, з те, щоконсольная навантаження може мати будь-яке напрям. Тому реакція від наснаги в реалізаціїзацеплении і реакція від консольної навантаження можуть, у найбільш небезпечному разі, збігатися в напрямі. Так само можуть скластися моменти, викликані у певномусечении силами взацеплении і консольної навантаженням. Отже, найбільші значення становлять:

 М,

 М,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

Наведені моменти:

 >Нмм,

 >Нмм,


 >Нмм,

 >Нмм.

Номінальні наведені напруги:

 >МПа,

де момент опору поперечного перерізухвостовика зменшується черезшпоночного паза і орієнтовно прийнято рівним ,

 >МПа,

 >МПа,

 >МПа.

Знайдені напруженості із очевидністю уявити не можуть небезпеки.

13. Розрахунок проміжного валу

Прийняті діаметри (рис. 5) місць коліс 2

>dЗ=>dD=>0.4aw12=>0.4200=80dA=>dB=>dЗ–6=74

прийнято з ГОСТ 6636-69dЗ=>dD=80 мм, в опорахdA=>dB=75 мм. Опорні реакції іизгибающие моменти (рис. 5). Вертикальна площину, опорні реакції

 М.

>изгибающие моменти:

 >Нмм,

 >Нмм

 >Нмм


Горизонтальна площину, опорні реакції:

 М,

 М,

>изгибающие моменти:

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

Отримані цифри показують, що перевірці підлягають два перерізу: E і G, Усечении Eизгибающий момент явно має максимальне значення, та якщо з перетинів З, D, F, G, мають однаковий діаметр 50 мм, найбільш навантажено перетин G.

>Результирующие опорні реакції іизгибающие моменти:

 М,

 М,

 >Нмм,

 >Нмм.

Наведені моменти:

 >Нмм

 >Нмм.

Номінальні наведені напруги:


 >МПа,

 >МПа.

Проміжний вал виготовляється впродовж одного ціле з шестірнею 2'тихоходной щаблі зі сталі40Х з поліпшенням доHB 250 (в.п. 1 і 9.3). У умовах знайдені напруги безпечні.

14. Розрахунок тихохідного валу

Прийняті діаметри (рис. 6):

-хвостовика (п. 10.2):dx3=100 мм

- в опорах:dA=>dB=>dx3+10,dA=>dB=110 мм,

- посадкового місця колеса 3:dE=>dA+10,dE=120 мм.

Опорні реакції іизгибающие моменти від наснаги в реалізаціїзацеплении.

Вертикальна площину, опорні реакції

 М,

>изгибающие моменти:

 >Нмм,

 >Нмм.

Горизонтальна площину, опорні реакції:


 >Нмм,

 >Нмм,

>изгибающие моменти:

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

>Результирующие значення:

 М,

 М,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

Опорні реакції іизгибающие моменти від консольної навантаження:

 М,

 М,

перевіряємо: ,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

Найбільші сумарні опорні реакції іизгибающие моменти:

 М,

 М,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

>Сечения B і F мають діаметр 70, їх сильніше навантажено B.Сечения G і E мають діаметр 80 мм, їх сильніше навантажено G. Небезпечним може бути також перетин X, де діаметр дорівнює 60 мм. Перевіряємо перерізу X, B, G.


Наведені моменти:

 >Нмм,

 >Нмм,

 >Нмм.

Номінальні наведені напруги:

 >МПа,

 >МПа,

 >МПа.

При таких напругах вал можна зліпити з стали 45 чи стали40Х з поліпшенням.

15.Подшипникикачения

Частота обертання валів редуктора:

 об./хв, об./хв

>Подшипники швидкохідного валу. Приймаємо попередньо для призначеного раніше діаметра в опорахdA=>dB=60 мм (п. 12) «плаваючі» підшипники з короткими циліндричними роликами радіальні середньої серії 32310, ГОСТ 8328-75, здопускаемой динамічної вантажністюС=88000 М.

Наведена навантаженняQ=RK.

Найбільша радіальна навантаження підшипник в опорі А (п. 12) М.

Приймаємо коефіцієнт динамічності при легких поштовхах K=1.3.

ОтримуємоQ=46241.3=6011,2 М.

Номінальне число мільйонів оборотів підшипника

 >млн.об.

Номінальний термін їхньої служби підшипника


 год

більшдопускаемого терміну 10000 год.

Приймаємо остаточно підшипник 32312 з параметрами (рис. 7):

>d=50 мм,D=110 мм,B=27 мм,C=88000 М.

>Подшипник проміжного валу.

Для прийнятих ранішеdA=>dB=74 мм (п. 13) призначаємо попередньо конічніроликоподшипники 7315, здопускаемой динамічної вантажністюС=180000 М і параметроме=0.33.

Найбільша радіальна навантаження (п. 13) в опорі А: RА=11941 М.

На таку ж опору діє осьова сила Fx2' і осьова реакція P.SB опори У. Тому повна осьова навантаження опори А

AA=F>x2'+P.SB=F>x2'+>0.83eRB=>7728+0.830.3311620=10911 М.

Оскільки >e, то наведена навантаженняQ=(RX+AY)K.

Для підшипника 7309 коефіцієнтиX=0.4,Y=1,83;

>Q=(119410.4+109111,83)1.3=32167 М.

Номінальне число мільйонів оборотів підшипника

 >млн.об.

Номінальний термін їхньої служби підшипника

 год,


що зустрічалися з більш 10000 год, й у проміжного валу прийнято конічніроликоподшипники середньої серії 7315 з параметрами (рис. 7):

>d=75 мм,D=160 мм,T=40 мм,С=180000 М.

>Подшипники тихохідного валу.

Для прийнятих раніше (п. 14.1)dA=>dB=110 мм призначаємо попередньо конічніроликоподшипники 7522, здопускаемой динамічної вантажністюС=300000 М і параметроме=0.39.

З зіставлення навантажень опор Проте й У видно, що як навантажена опора У, на яку RB=16574 М, A3=P.SB=>0.83eRB=5423 H.

Ставлення <е, томуX=1,Y=0 і наведена навантаженняQ=R K=>165741.3=21546 М.

Номінальне число мільйонів оборотів підшипника

 млн. про.

Номінальний термін їхньої служби

 год., зустрічалися з більш 10000.

Остаточно прийнято конічніроликоподшипники легкої широкої серії 7514 з параметрами (рис. 7):

>d=110 мм,D=200 мм,T=56 мм,С=300000 М.

 

16.Шпоночние сполуки

>Соединения виконуються нашпонках призматичних, ГОСТ 23360-78 ішпонках призматичних високих, ГОСТ 10748-79 з пласкими торцями. Перевірка виконується за такими формулам. Зусилля, чинне на шпонку (рис. 8)

,                                                                                        (16.1)

висота поверхнісмятия в маточині

,

напругасмятия

.                                                                          (16.2)

Розрахункова довжина l>p шпонки з пласкими торцями дорівнює довжині шпонки.

Для навантаження з поміркованими поштовхами може приймати

 >МПа

Таблиця 16.1 –Шпоночние сполуки

Місце >Хвостовик швидкохідного валу >Посадочное місце колеса 2 >Посадочное місце колеса 3 >Хвостовик тихохідного валу

>d, мм

T,Нмм

F, М

Тип шпонки

>bhl, мм

>t1, мм

P.S, мм

K, мм

>sдив,МПа

45

209·103

9289

ГОСТ 23360-78

>1412100

14

0.5

13,5

69

80

892·103

22300

ГОСТ 10748-79

>222090

12

0.7

11,3

82

120

3150·103

52500

ГОСТ 10748-79

>12028200

17

0,7

16,3

90

100

3150·103

63000

ГОСТ 23360-79

>2825250

15

0.7

14,3

86


17. Перевірка запасів витривалості валів

Розрахункові наведені напруги (в.п. 12.5, 13.4, 14.5) близькі додопускаемим в перетинах Х і У тихохідного валу, котрим і зробимо перевірку.

>Сечение Х має, з урахуваннямшпоночного паза, моменти опору вигину ікручению:

 мм3

 мм3


Номінальні напруги

 >МПа,Мпа.

>Изгиб іде за рахунок симетричному, а крутіння – поотнулевому циклу. Тому амплітудні напруги

 >МПа,МПа.

і середні напруги

  >МПа.

>Сечение У має моменти опору вигину ікручению:

 мм3,  мм3

Номінальні напруги:

 >МПа,МПа.

амплітудні напруги

 >МПа,МПа.


Середні напруги

  >МПа.

З порівняння напруг, підрахованих в в.п. 17.2, 17.3 видно, що перетин У навантажено сильніше, ніж Х. Тому розглянемо докладно перевірку перерізу У.

>Назначаем матеріал валу – сталь40Х, з поліпшенням доНВ 240…270.

Приймаємо межі витривалості на вигині і закручении:

 >МПа,МПа.

Коефіцієнт запасу витривалості за симетричного вигині іотнулевомкручении:

                                                                                      (17.1)

,                                                                          (17.2)

де – коефіцієнти концентрації, KМ – масштабний чинник.

З наявних концентраторів напруги:галтельного переходу інатяга від посадки – найбільшу концентрацію напруги дає останній.

По таблиці 22 при межі міцності 800МПа, діаметрі понад 50 відсотків мм наявностінапрессованной деталі приймаємо

,


Приймаємо для коефіцієнта значення 0.05, зазвичай длясреднетвердой стали, і визначаємо коефіцієнти запасу по вигину ікручению:

 

Потім знаходимо результуючий коефіцієнт запасу

 >S=3,85

що більше, ніж коефіцієнт 1.75 дозволений для зубів коліс, виготовлених із поковки.

18. Основні розміри корпусних деталей і компонування редуктора

Товщина стінки корпусу

 мм.

Товщина стінки кришки

 мм.

>Диаметри фундаментних болтів

 мм.

Діаметрстяжних болтів


 мм.

Прийнято:d=9 мм,d1=8 мм,dф=>М20,dз=>М16.

Компонування редуктора показано на рис. 9. Розміри за довжиною валів збережені приблизно тими самими, що у рис. 1. Лівий підшипник швидкохідного валу перенесений в такий спосіб, щоб зберегти виліт консольної частини валу і применшити напруги вигину і прогин консолі. У цьому зменшуються також опорні реакції підшипників, викликані консольної навантаженням U1.


Схожі реферати:

Навігація