Реферат: Редуктор цилиндрический двухступенчатый
Министерство образование и наукиУкраиныНикопольский ФакультетМеталлургической Академия Украины
Кафедра прикладной механики
Редуктор цилиндрическийдвухступенчатыйРасчетРуководитель Вышинский В.Т.
Разработала ст. гр. ТМН-07 ЛубашеваЛ.В.
Никополь 2011
Оглавление
1. Исходные данные
2. Выбор электродвигателя
3. Передаточные числа и нагрузки ступеней
4. Расчет основных размеров зубчатых передач на контактную выносливость
5. Геометрический расчет быстроходной ступени
6. Проверочный расчет зубьев быстроходной ступени на выносливостьи выбор материалов
7. Геометрический расчет тихоходной ступени
8. Проверка передаточного числа
9. Проверочный расчет зубьев тихоходной ступени навыносливостьивыбор материалов
10. Подбор муфты и предварительное определение расчетных длинвалов
11. Усилия в зацеплении и консольные нагрузки
12. Расчет быстроходного вала
13. Расчет промежуточного вала
14. Расчет тихоходного вала
15. Подшипники качения
16. Шпоночные соединения
17. Проверка запасов выносливости валов
18. Основные размеры корпусных деталей и компоновка редуктора
1. Исходные данные
Вращающиймомент на тихоходном валу редуктора T3=3150Нм.Частотавращения тихоходного вала n3=59 об/мин.Быстроходныйвал соединен упругой муфтой МУВП с асинхронным электродвигателем с синхроннойчастотой вращения n1C=750об/мин.
Консольнаянагрузка тихоходного вала U3=16000 Н.Режимработы редуктора непрерывный, нереверсивный. Нагрузка близка к постоянной, срокслужбы не ограничен.
Быстроходнаяступень редуктора – шевронная, раздвоенная с эвольвентным зацеплением, исходныйконтур по ГОСТ 13755-81. Тихоходная ступень – косозубая с круговинтовымдозаполюсным зацеплением Новикова, исходный контур по ГОСТ 15023-76.
Твердостьзубьев быстроходной ступени после улучшения: шестерни – 270…300 НВ, колеса –220…250 НВ. Твердость зубьев тихоходной ступени после улучшения: шестерни –250…280 НВ, колеса – 200…230 НВ.
Направление вращения – посхеме (рис. 1).
2. Выборэлектродвигателя
Требуемаямощность двигателя/>, (2.1)
Здесь P – в Вт, Т3 – в Н×м, n3 – в об/мин.
Принимаем ориентировочноКПД одной ступени h=0.97,тогда
/>
Принят электродвигатель 4Ф200М6УЗпо ГОСТ 19523-81, P=22 кВт, n1=975 об/мин.
/>
3. Передаточные числаи нагрузки ступеней
Передаточное числоредуктора
/>
Принимаемпередаточное число быстроходной ступени/>, />
Принято />
Передаточное числотихоходной ступени
/>.
Вращающиемоменты на промежуточном и быстроходном валах
/>, /> Нм,
/>
4. Расчет основных размеров зубчатых передач на контактную
выносливость
Определяем допускаемыеконтактные напряжения по средней твердости зубьев НВср более мягкогоколеса при коэффициенте запаса S,равным 1.1 (ГОСТ 21354-87). Для быстроходной ступени
/>, /> МПа
Для тихоходнойступени
/>, /> МПа
Быстроходнаяступень выполняется в виде раздвоенного шеврона с эвольвентным зацеплением.Межосевое расстояние
/>, (4.1)
Принимаемкоэффициент нагрузки K=1.2, и для раздвоенного шеврона коэффициент ширины
/>
Получаем
/> мм
Принято согласно ГОСТ2185-66: аw12=200 мм
Расчетнаяширина полушеврона быстроходной ступени/>, /> мм
Тихоходнаяступень выполнена в виде косозубой передачи с круговинтовым зацеплениемНовикова. Межосевое расстояние
/>
Принимаем коэффициентнагрузки K=1.1; и для косозубой передачи />. Получаем
/> мм
Принято согласно ГОСТ2185-66: аw2'3=250 мм
Расчетнаяширина тихоходной ступени/>, b2'3=100 мм
5. Геометрическийрасчет быстроходной ступени
Модуль окружной
/>
Принимаем суммарное числозубьев Z1+Z2=100, тогда /> мм
Принимаемсогласно ГОСТ 9563-60 модуль нормальный mn=3,5 ммЗначениям модулейсоответствуют
/>, b=36°52′,
что лежит в интервале25…40°, желательном для шевронных передач.
Числа зубьев
/>,
Z2 =(Z1+Z2)–Z1, (5.1)
Принято Z1=19, Z2=81.
Число зубьев, минимальноепо условию подрезания,
Zmin=17cos3b=17×0.83»9.
Принятое Z1 больше, чем Zmin, поэтому передача не требует смещения (корригирования).Действительное передаточное число быстроходной ступени
/>
Коэффициент осевогоперекрытия
/>,
что более чем достаточно.
Диаметры колес(рис. 2):
d1=mt×Z1=3,5×19, d1=67 мм,
d2=mt×Z2=3,5×81, d2=284 мм,
проверяем:
/>,
da1=d1+2mn=67+2×3,5, da1=74 мм
da2=d2+2mn=284+2×3,5, da2=291 мм
d¦1=d1–2.5mn=67–2,5×3,5, d¦1=58,25 мм
d¦2=d2–2.5mn=284–2,5×3,5, d¦2=275,25 мм
Окружная скорость
/> м/с.
В соответствии с V12 назначаем степень точности 10–9–7–Впо ГОСТ 1643-81.
Номинальная толщина зубана делительном цилиндре
/>, S¶=5,49 мм
/>
6. Проверочный расчет зубьев быстроходной ступени на
выносливость и выбор материалов
Контактное напряжение вэвольвентной передаче
/>, (6.1)
Коэффициентчисла зубьев ZK=0.79
Коэффициент нагрузки K=KV×Kb.
При постоянной нагрузкекоэффициент концентрации нагрузки Kb=1.
Коэффициент динамичностинагрузки KV для принятой 8-ой степени точностипо нормам плавности при скорости 1,77 м/с без учета приработки KV=1.3. В результате приработки динамическая добавкауменьшается вдвое и K=KV=1.3.
Окружная сила
/> Н.
Получаем /> МПа, что меньше принятого (п. 4.1) допускаемого напряжения 490МПа. Поэтому можно уменьшить ширину колеса.Ширина колеса /> мм
Принятоокончательно с округлением по ГОСТ 6636-69/> мм, />, /> мм
Напряжение у основанияшевронного эвольвентного зуба
/>
Где K=KV=1.3
Эквивалентныечисла зубьев шестерни и колеса/>, />
и соответствующиекоэффициенты прочности Y1=3.8, Y2=3.60
Напряжения/> МПа,/> МПа.
Коэффициент запасавыносливости
/>, (6.2)
где масштабный фактор KM=1,04
По среднимзначениям твердостей находим пределы выносливости при отнулевом изгибе
/> МПа;
/> МПа
и коэффициенты запаса
/>;
/>.
Всоответствии с принятыми твердостями зубьев и размерами колес, шестерня иколесо могут быть изготовлены из стали марки 45 или 40Х. Необходимыйкоэффициент запаса по ГОСТ 21354-87 составляет для поковок из улучшенных сталей1.7, что меньше найденных. Следовательно, выносливость зубьев на изломобеспечивается.
7.Геометрический расчет тихоходной ступени
Модульокружной
/>
ПринятоZ2'+Z3=98,тогда /> мм
Принятопо ГОСТ 14186-69 модуль нормальный mn= 5 мм.
Значенияммодулей соответствуют:
/>, b=11°28,5',
чтолежит в обычном интервале 10…15°.
Числа зубьев:
/>,Z3=(Z2'+Z3)–Z2'.
Принято:Z2'=21, Z3=77.Значение Z2' находится в интервале 10…25,обычном для передач Новикова. Действительное передаточное число тихоходнойступени
/>
Коэффициентосевого перекрытия eb, равным 1.2,обеспечивается при ширине колеса
/> мм,
чтоблизко к найденной предварительной расчетной ширине b2'3=100мм.
Принятоокончательно (ГОСТ 6636-69)
b3=95мм, b2'³b3+2mn, b2'=100 мм.
Диаметрыколес:
d2'=mt×Z2'=5,102×21, d2'=107 мм,
d3=mt×Z3=5,102×77, d3=393мм.
проверяем: />,
da2'=d2'+1.8mn=107+1,8×5, da2'=116 мм
da3=d3+1.8mn=393+1.8×5, da3=402 мм
d¦2'=d2'–2.1mn=107–2.1×5, d¦2'=96,5 мм
d¦3=d3–2.1mn=393-2.1×5, d¦3=382,5 мм
Окружнаяскорость
/> м/с,
всоответствии с чем передачу можно выполнить по нормам степени точности 10–9–7–B по ГОСТ 16162-78.
Номинальнаятолщина зуба на делительном цилиндре
/>, S¶=7,7 мм
8.Проверка передаточного числа
Действительноепередаточное число
/>
Относительноеотклонение действительного передаточного числа от номинального
/>,
чтоменьше 4%, допускаемых по ГОСТ 2185-66.
9.Проверочный расчет зубьев тихоходной ступени на
выносливостьи выбор материалов
Контактноенапряжение в дозаполюсной передаче Новикова
/>, (9.1)
где приb=10…20° коэффициент KB составляет 0.01×b°.
Длярассчитываемой передачи />
Окружноеусилие
/> Н
Прикоэффициенте нагрузки K=1.1, получаем
/> МПа
чтоменьше принятого в п. 4.1. допускаемого напряжения 455 МПа.
Напряжениеу основания зуба дозаполюсной круговинтовой передачи Новикова
/>. (9.2)
Относительныйприведенный радиус кривизны профиля
/>.
Такомурадиусу соответствует коэффициент l=9,7 и расчетная длина зуба l=l×mn=9,7×5=48,5 мм. Эквивалентные числа зубьевшестерни и колеса
/>
/>
исоответствующие коэффициенты прочности Y2'=2,04, Y3=1,83.
Напряженияу основания зубьев
/> МПа,
/> МПа.
Коэффициентзапаса выносливости
/>,
гдемасштабный фактор KM=1.1
Посредним значениям твердостей находим пределы выносливости при изгибе:
sou2'=1.75HBcp2'=1.75×265=465 МПа,
sou3=1.75HBcp3=1.75×215=375 МПа
икоэффициенты запаса:
/>,
/>.
Всоответствии с принятыми твердостями зубьев и размерами колес шестерни можетбыть изготовлена из стали марки 40Х, колесо – либо также из стали 40Х(поковка), либо из 30ХМЛ (отливка). Необходимый коэффициент запаса по ГОСТ 21354-87 составляет для поковок из улучшенных сталей 1.7 и для отливок 2.25 что меньше найденных. Следовательно, выносливость зубьев на излом обеспечивается.
10. Подбормуфты и предварительное определение расчетных длин
валов
Длясоединения электродвигателя с быстроходным валом принята муфта упругаявтулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с допускаемымвращающим моментом до 710 Нм, диаметром отверстия до 56 мм и длиной муфты в сборе до 135 мм. Запас нагрузочной способности
/>.
Такойзапас лежит в обычных пределах – от единицы до двух.
Поразмерам муфты и согласно ГОСТ 12080-66 принимаем диаметр и длину конца(хвостовика) быстроходного вала dX1 = 45 мм, l1 = 110 мм.
Длятихоходного вала, исходя из передаваемого вращающего момента 1250 Нм,руководствуясь ГОСТ 24266-80 и ГОСТ 12080-66, принимаем:
dX3 = 100 мм, l3 =210 мм.
Расчетныедлины участков валов (рис. 1, 4, 5, 6) устанавливаем предварительно (споследующим уточнением при конструировании) из соотношений:
X1=l1–0.5B=110–0.5×40=90 мм,
X3=0.5l3=0.5×210=105 мм;
K1=(1.4…1.8)dX1=1.5×45=67,5 мм,
K3=(0.8…1.2)dX3=(0.8…1.2)×100=100 мм;
C1=0.25b1+(30…40)=0.25×100+(30…40)=60 мм,
C2=0.25b2+(10…20)=0.25×90+(10…20)=40 мм;
¦=0.5×(0.5b2+b2')=0.5×(0.5×90+100)=72,5мм;
L1=C1+¦=60+72,5=132,5 мм,
L2=L3=C2+¦=40+72,5=112,5мм.
11.Усилия в зацеплении и консольные нагрузки
редуктор электродвигатель муфта вал деталь
Усилияв зацеплении быстроходной ступени (рис. 3)
Окружныеусилия
/> Н
Радиальныеи осевые усилия
/>, Fx1=Fx2=Ft1×tgb,
гдеугол наклона bсоставляет 36°52' (п.5). Получаем
/> Н,
Fx1=Fx2=6239×tg36°52'=6239×0.750=4031Н
Усилияв зацеплении тихоходной ступени определяем аналогично:
/> Н,
/>, Fx2'=Fx3=Ft2'×tgb,
гдеугол наклона bсоставляет 11°28.5'(п. 7.1). Получаем
/> Н,
Fx2'=Fx3=16673×tg11°28,5'=2986 Н
Консольнаянагрузка U1 на хвостовик быстроходного валапоявляется от неравномерного распределения усилий между пальцами муфтывследствие погрешностей монтажа. Принимаем
/> Н,
гдедиаметр окружностей центров пальцев Dn=130мм.
Консольнаянагрузка U3 на хвостовике тихоходного валауказана в исходных данных и составляет 16000 Н (п. 1).
/>
12.Расчет быстроходного вала
Принятыедиаметры (рис. 4): хвостовика dx1=45мм, в опорах dA=dB=dx1+5=50 мм, участка вала междушестернями dF£d¦1–1=60–1 принятоdF=59 мм.
Опорныереакции и изгибающие моменты от сил в зацеплении (рис. 4).
Горизонтальнаяплоскость, опорные реакции
/> Н,
изгибающиемоменты
/> Н×мм.
Вертикальнаяплоскость, опорная реакция
/> Н
изгибающиемоменты
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Результирующиезначения
/> Н,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
Опорныереакции и изгибающие моменты от консольной нагрузки
/> Н,
/> Н,
проверяем:
/>,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
СечениеD рассчитывать не нужно, так как крутящий и изгибающиймоменты в нем меньше, чем в одинаковом с ним сечении С.
Наибольшиесуммарные опорные реакции и изгибающие моменты подсчитываем, исходя из того,что консольная нагрузка может иметь любое направление. Поэтому реакция от сил взацеплении и реакция от консольной нагрузки могут, в наиболее опасном случае,совпадать по направлению. Точно так же могут сложиться моменты, вызываемые вопределенном сечении силами в зацеплении и консольной нагрузкой. Следовательно,наибольшие значения составляют:
/> Н,
/> Н,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Приведенныемоменты:
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
/>
Номинальныеприведенные напряжения:
/> МПа,
гдемомент сопротивления поперечного сечения хвостовика уменьшается из-зашпоночного паза и ориентировочно принят равным />,
/> МПа,
/> МПа,
/> МПа.
Найденныенапряжения с очевидностью не представляют опасности.
13.Расчет промежуточного вала
Принятыедиаметры (рис. 5) посадочных мест колес 2
dC=dD=0.4aw12=0.4×200=80 dA=dB=dC–6=74
принятопо ГОСТ 6636-69 dC=dD=80 мм, в опорах dA=dB=75 мм. Опорные реакции иизгибающие моменты (рис. 5). Вертикальная плоскость, опорные реакции
/> Н.
изгибающиемоменты:
/> Н×мм,
/> Н×мм
/> Н×мм
Горизонтальнаяплоскость, опорные реакции:
/> Н,
/> Н,
изгибающиемоменты:
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Полученныецифры показывают, что проверке подлежат два сечения: Eи G, В сечении E изгибающиймомент явно имеет максимальное значение, а из сечений С, D,F, G, имеющих одинаковыйдиаметр 50 мм, наиболее нагружено сечение G.
Результирующиеопорные реакции и изгибающие моменты:
/> Н,
/> Н,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
/>
Приведенныемоменты:
/> Н×мм
/> Н×мм.
Номинальныеприведенные напряжения:
/> МПа,
/> МПа.
Промежуточныйвал изготавливается за одно целое с шестерней 2' тихоходной ступени из стали40Х с улучшением до HB 250 (п.п. 1 и 9.3). В этихусловиях найденные напряжения безопасны.
14.Расчет тихоходного вала
Принятыедиаметры (рис. 6):
— хвостовика(п. 10.2): dx3=100мм
— в опорах:dA=dB=dx3+10, dA=dB=110 мм,
— посадочногоместа колеса 3: dE=dA+10,dE=120 мм.
Опорныереакции и изгибающие моменты от сил в зацеплении.
Вертикальнаяплоскость, опорные реакции
/> Н,
изгибающиемоменты:
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Горизонтальнаяплоскость, опорные реакции:
/> Н×мм,
/> Н×мм,
изгибающиемоменты:
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Результирующиезначения:
/> Н,
/> Н,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Опорныереакции и изгибающие моменты от консольной нагрузки:
/> Н,
/> Н,
проверяем:/>,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Наибольшиесуммарные опорные реакции и изгибающие моменты:
/> Н,
/> Н,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
СеченияB и F имеют диаметр 70, из нихсильнее нагружено B. Сечения Gи E имеют диаметр 80 мм, из них сильнее нагружено G. Опасным может оказаться также сечение X,где диаметр равен 60 мм. Проверяем сечения X, B, G.
/>
Приведенныемоменты:
/> Н×мм,
/> Н×мм,
/> Н×мм.
Номинальныеприведенные напряжения:
/> МПа,
/> МПа,
/> МПа.
Притаких напряжениях вал можно изготовить из стали 45 или стали 40Х с улучшением.
15.Подшипники качения
Частотавращения валов редуктора:
/> об/мин, /> об/мин
Подшипникибыстроходного вала. Принимаем предварительно для назначенного ранее диаметра вопорах dA=dB=60 мм (п. 12) «плавающие» подшипники с короткими цилиндрическимироликами радиальные средней серии 32310, ГОСТ 8328-75, сдопускаемой динамической грузоподъемностью С=88000 Н.
Приведеннаянагрузка Q=R×K¶.
Наибольшаярадиальная нагрузка на подшипник в опоре А (п. 12) /> Н.
Принимаемкоэффициент динамичности при легких толчках K¶=1.3.
ПолучаемQ=4624×1.3=6011,2Н.
Номинальноечисло миллионов оборотов подшипника
/> млн.об.
Номинальныйсрок службы подшипника
/> ч
болеедопускаемого срока 10000 ч.
Принимаемокончательно подшипник 32312 с параметрами (рис. 7):
d=50 мм, D=110 мм, B=27 мм, C=88000 Н.
Подшипникпромежуточного вала.
Дляпринятых ранее dA=dB=74 мм (п. 13) назначаем предварительно коническиероликоподшипники 7315, с допускаемой динамическойгрузоподъемностью С=180000 Н и параметром е=0.33.
Наибольшаярадиальная нагрузка (п. 13) в опоре А: RА=11941 Н.
На туже опору действует осевая сила Fx2'и осевая реакция SB опоры В. Поэтому полнаяосевая нагрузка опоры А
AA=Fx2'+SB=Fx2'+0.83×e×RB=7728+0.83×0.33×11620=10911 Н.
Так как/>>e,то приведенная нагрузка Q=(RX+AY)×K¶.
Дляподшипника 7309 коэффициенты X=0.4,Y=1,83;
Q=(11941×0.4+10911×1,83)×1.3=32167 Н.
Номинальноечисло миллионов оборотов подшипника
/> млн.об.
Номинальныйсрок службы подшипника
/> ч,
чтотакже более 10000 ч, и для промежуточного вала приняты коническиероликоподшипники средней серии 7315 с параметрами (рис. 7):
d=75 мм, D=160 мм, T=40 мм, С=180000 Н.
Подшипникитихоходного вала.
Дляпринятых ранее (п. 14.1) dA=dB=110 мм назначаемпредварительно конические роликоподшипники 7522, с допускаемойдинамической грузоподъемностью С=300000 Н и параметроме=0.39.
Изсопоставления нагрузок опор А и В видно, что более нагружена опора В, для которойRB=16574 Н, A3=SB=0.83×e×RB=5423 H.
Отношение/><е, поэтому X=1, Y=0 и приведенная нагрузка Q=R× K¶=16574×1.3=21546 Н.
Номинальноечисло миллионов оборотов подшипника
/> млн. об.
Номинальныйсрок службы
/> ч., такжеболее 10000.
Окончательноприняты конические роликоподшипники легкой широкой серии 7514 с параметрами(рис. 7):
d=110 мм, D=200 мм, T=56 мм, С=300000 Н.
16. Шпоночныесоединения
Соединениявыполняются на шпонках призматических, ГОСТ 23360-78 и шпонках призматических высоких, ГОСТ 10748-79 с плоскими торцами. Проверка выполняется по следующимформулам. Усилие, действующее на шпонку (рис. 8)
/>, (16.1)
высотаповерхности смятия в ступице
/>,
напряжениесмятия
/>. (16.2)
Расчетнаядлина lp шпонки с плоскими торцами равнадлине шпонки.
Длянагрузки с умеренными толчками можно принимать
/> МПа
Таблица16.1 – Шпоночные соединения
Место Хвостовик быстроходного вала Посадочное место колеса 2 Посадочное место колеса 3 Хвостовик тихоходного валаd, мм
T, Н×мм
F, Н
Тип шпонки
b´h´l, мм
t1, мм
S, мм
K, мм
sсм, МПа
45
209·103
9289
ГОСТ 23360-78
14´12´100
14
0.5
13,5
69
80
892·103
22300
ГОСТ 10748-79
22´20´90
12
0.7
11,3
82
120
3150·103
52500
ГОСТ 10748-79
120´28´200
17
0,7
16,3
90
100
3150·103
63000
ГОСТ 23360-79
28´25´250
15
0.7
14,3
86
/>
17.Проверка запасов выносливости валов
Расчетныеприведенные напряжения (п.п. 12.5, 13.4, 14.5) близки к допускаемым в сеченияхХ и В тихоходного вала, для которых и произведем проверку.
СечениеХ имеет, с учетом шпоночного паза, моменты сопротивления изгибу и кручению:
/> мм3
/> мм3
Номинальныенапряжения
/> МПа, /> Мпа.
Изгибпроисходит по симметричному, а кручение – по отнулевому циклу. Поэтомуамплитудные напряжения
/> МПа, /> МПа.
исредние напряжения
/> /> МПа.
СечениеВ имеет моменты сопротивления изгибу и кручению:
/> мм3,/> мм3
Номинальныенапряжения:
/> МПа, /> МПа.
амплитудныенапряжения
/> МПа, /> МПа.
Средниенапряжения
/> /> МПа.
Изсравнения напряжений, подсчитанных в п.п. 17.2, 17.3 видно, что сечение В нагруженосильнее, чем Х. Поэтому рассмотрим подробно проверку сечения В.
Назначаемматериал вала – сталь 40Х, с улучшением до НВ 240…270.
Принимаемпределы выносливости при изгибе и при кручении:
/> МПа,/> МПа.
Коэффициентзапаса выносливости при симметричном изгибе и отнулевом кручении:
/> (17.1)
/>, (17.2)
где /> – коэффициентыконцентрации, KМ – масштабный фактор.
Изимеющихся концентраторов напряжения: галтельного перехода и натяга от посадки –наибольшую концентрацию напряжения дает последний.
Потаблице 22 при пределе прочности 800 МПа, диаметре более 50 мм и наличии напрессованной детали принимаем
/>, />
Принимаемдля коэффициента /> значение 0.05, обычно для среднетвердой стали, и определяем коэффициенты запаса по изгибу и кручению:
/> />
Затемнаходим результирующий коэффициент запаса
/> S=3,85
чтобольше, чем коэффициент 1.75 допускаемый для зубьев колес, изготовленных изпоковки.
18.Основные размеры корпусных деталей и компоновка редуктора
Толщинастенки корпуса
/> мм.
Толщинастенки крышки
/> мм.
Диаметрыфундаментных болтов
/> мм.
Диаметрстяжных болтов
/> мм.
Принято:d=9мм, d1=8 мм, dф=М20,dc=М16.
Компоновкаредуктора показана на рис. 9. Размеры по длине валов сохранены приблизительнотеми же, что на рис. 1. Левый подшипник быстроходного вала перенесен такимобразом, чтобы сохранить вылет консольной части вала и уменьшить напряженияизгиба и прогиб консоли. При этом уменьшаются также опорные реакцииподшипников, вызываемые консольной нагрузкой U1.