Расчет редуктора с цепной передачей
Введение
Механизмы, предназначенные для передачи
вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в
зацеплении зубчатых колес, называются зубчатой передачей
По применению и распространению зубчатые
передачи по праву занимают первое место. В любой отрасли машиностроения,
приборостроения, на транспорте, в связи зубчатые передачи находят широкое
применение: автомобили, тракторы, самолеты, турбоэлектроходы, станки,
электронно-вычислительные и счетно-решающие машины, электросчетчики, часы, измерительные
приборы и т. д.
Достоинства.
. Возможность передачи практически любых
мощностей (до 50 000 кВт и более) при весьма широком диапазоне окружных,
скоростей (от долей м/с до 30... 150 м/с). При высоких скоростях применяют
передачи с косыми зубьями), изготовленные с высокой точностью и тщательно
смонтированные. Обычно для передач с косыми или криволинейными зубьями итах=
= 30...35 м/с.
. Постоянство передаточного отношения.
. Компактность, надежность и высокая усталостная
долговечность передачи.
. Высокий КПД (j=0,97..0,99)
при высокой точности изготовления и монтажа, низкой шероховатости рабочей
поверхности зубьев, жидкой смазке и передаче полной мощности.
. Простота обслуживания и ухода.
. Сравнительно небольшие силы давления на валы и
их опоры.
. Может быть изготовлена из самых разнообразных
материалов, металлических и неметаллических.
1. Техническое задание
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый
редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами и цепной передачей.
Исходные данные для проектирования.
Мощность на тихоходном валу 
=5,3
кВт. Угловая скорость тихоходного вала 
=
50 рад/с. Нагрузка спокойная, срок службы длительный. Передача реверсивная.
2. Кинематический расчет привода
. Вычерчиваем кинематическую схему
проектируемого редуктора
. Определяем КПД редуктора. Общий КПД
редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев,
т. е. двух пар подшипников качения и зубчатой передачи. Принимая ориентировочно
для одной пары подшипников η1=0,99
и для одной пары зубчатых колес η2=0,98
получаем общий КПД редуктора
η = ηı²
η2 =0,992
· 0,98 ·0,95 =0,91%
. Определяем требуемую мощность электродвигателя
при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:
Р1=Р2/η=5,3/0,91=5,82
кВт.
4. Выбираем электродвигатель. По табл.П61
принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом
исполнении типа 4A132М6У3. для
которого n1
= nэ=965
мин-1 -расчетная частота вращения; Рэ = 7,5 кВт.
5. Определяем передаточное отношение
редуктора:
i = n1/п2
= 965/480 = 2,01 = и.
6. Вычисляем вращающий момент на
быстроходном (ведущем) валу редуктора
Т1=P1n1
= 5,82 ·103/965 = 57,6 Н·м.
3. Выбор марки материала, назначение
химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений
. Используя таблицы П21 и П28 назначаем для
изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
нормализация-для колеса,
улучшение-для шестерни.
. Допускаемые напряжения на контактную и
изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам
= 
и
=
для колеса- по табл. П28, для стали 45,
нормализация,
НВ180...220:
= 420 МПа,H0
=107.
= 110 МПа для
реверсивной передачи,
NF0
= 4·I06
для шестерни -улучшение,
НВ240...280:
= 600 МПа,
N
H0=
1,5·107,
= 130 МПа для
реверсивной передачи,
NF0=4·
I06
Назначая ресурс передачи tч
104 ч, находим число циклов перемены напряжений ;
NHE=NFE=60tч
·n2
60·104·
480=28,8·107.
Так как NHE>NH0
и NFE > NF0,
то значения коэффициентов долговечности
KHL=
1 и KFL
=1.
Итак, допускаемые напряжения:
для колеса 
=·
KHL ·= 420 · 1
= 420 МПа,
=·
KFL ·= 110 · 1
= 110 МПа,
для шестерни 
=·
KHL ·= 600 · 1
= 600 МПа,
=·
KFL ·= 130 · 1
= 130 МПа,
4. Определение параметров передачи
.Найдем значения коэффициентов для определения
межосевого расстояния KA
=4250- для стальных косозубых колес; табл. П22 коэффициенты ширины колеса
Ψba
= 0,2...0,8. Принимаем = 0,4
Получаем Ψba
= 0,5 Ψba
(u+1) =0,5·0,4
(2,01+1) = 0,602
по табл. П25 KHB
1,01.
Итак, межосевое расстояние
≥Ka(u+1)·
= 4250(2,01+1)
=
128·102 
128·102
=94,72
По СТ СЭВ 229-75 принимаем =100
мм.
2.По эмпирическому соотношению определяем
нормальный модуль:
тп = (0,01...0,02) aw
= (0,01...0,02) 100 = (1,...2) мм.
По СТ СЭВ 310-76, табл. П23
принимаем mn
= 1,5 мм.
3. Назначаем угол наклона линии зуба 
и
находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений =
8...20° принимаем β = 10°. Используя
формулу, получаем
Z1
= 2а ω
cos β/[mn
(u+1) ] = 2 · 100 · cos
10°/ [1,5 (2.01 + 1) ] = 2·100·0,9848/4.515=43,6
принимаем Z1
= 44. Тогда
z2
= uz1
= 2.01·44= 88,44
4.Уточняем передаточное число, частоту вращения,
угловую скорость тихоходного (ведомого) вала и угол наклона линии зуба:
и - z2/z1
= 88/44 = 2-стандартное;
n2
= п 1 /и = 965/2 = 482,5 мин-1;
ω2 = πn2/30
= 50,5рад/с.
Из формулы
aw
= mnz1
(u + 1)/(2 cos β) получаем
cos β
= mnz1 (u +1)/(2аω)
= 1,5 · 44 (2 +1)/(2 ·100) = 0,99000
β = 8°6'.
.Определяем размер окружного модуля mt=mn/cosβ=1,5/cos
8°6'=1.5/0,990 = 1,5152 мм.
находим делительные диаметры, диаметры вершин
зубьев и впадин шестерни и колеса:
d1
= mt
Z1
=1,5152·44 = 66,67 мм;
d2
= mt
Z2
=1,5152·88=133,33 мм;
da1= d1 + 2mn
= 66,67+2·1,5=69,67 мм.a2
= d2 + 2mn=133,33+3=136,33 мм.
df1= d1-2,5mn
= 66,67-3,75=62,92
df2 = d2-2,5mn
=133,33-3,75=129,58
уточняем межосевое расстояние:
aω
= (dl+d2)/2=(66,67+133,33)/2=
100мм.
. Определяем ширину венца зубчатых колес:
b = ψaaω
= 0,4·100 =40 мм,
принимаем b2=40
мм для колеса, b1
= 43 мм для шестерни.
5. Вычисление окружной скорости и
сил, действующих в зацеплении
. Определяем окружную скорость и назначаем
степень точности передачи:
v = πn1d1/60
= π· 965 · 66.7 ·10-3/60
= 3,36 м/с.
Табл. 2 рекомендует 9-ю степень точности
передачи:
v < 4 м/с, однако
для уменьшения динамической нагрузки на зубья примем 8-ю степень точности.
Вычисляем силы, действующие в зацеплении:
окружная сила
Ft
= Р1/v
3H
осевая сила
Fa
= Ft
tg β = 1,73 ·103
tg 8°6' = 247,7
радиальная (распорная) сила
Fr=Ft
Ft
=1,73
=0,636
3H
6. Проверочный расчет на контактную
и изгибную выносливость зубьев
Определяем коэффициенты, входящие в уравнение
ZH
1,74
табл. 3 при β = 8°6’
ZM
=274·103 Па1/2 табл. П22
Zε
=
=
=0,73
так как
εβ=
b2sinβ/(πmn)=40·sin
8°6’/(π·1,5)= 8,4 > 0,9,
εα
(1,88-3,2
(1/z1 + l/z2)] cos β =
[1,88-3,2 (1/44+ 1/88)]8°6' =
[1,88-3,2 (0,022+0,011)] 0,99= 1,85;
КHβ
= 1,01 (по табл. П25),
KHV=
l,04 (по табл. П26),
КHα=1,06
(по табл. П24) (табличные значения коэффициентов получены с помощью
интерполирования),
Коэффициент нагрузки
Кн=Кна·Кнβ
·Кнv
= 1,06·1,01·1,04=1,11.
Проверяем контактную выносливость зубьев:
δH=ZH·ZM
Zε
=1,74·274·103·0,73
348034,8
=348034·1,039=361,6·103
δHp
=420 МПа.
Определяем коэффициент нагрузки
коэффициенты, входящие в уравнение
КFα
=0,91
KFβ=1,05
(по табл. П25),
KFv=1,02
(по табл. П26).
KF=
КFα· KFβ
·KFv =
0,91·1,05·1,02=0,97.
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и
колеса:
Z´
v
= Z1/cos3
β = 44/0.993
= 45,36;
Z” v
= Z2/cos3
β = 88/0,993
= 90,7.
По табл. П27, интерполируя, определяем
коэффициент формы зуба
шестерни Y´FP
3,44
при Zv´
= 45
и колеса Y'f
3,74
при Zv”=
91.
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и
колеса при изгибе:
δ´
FP
/YI
F
=130/3,44 = 37,79 МПа, шестерня
δ” FP
/YII
f
= 110/3,74 = 29,41 МПа. колесо
Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев
шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует
выполнить для зубьев колеса.
Значение коэффициента Yβ
найдем с помощью формулы
Yβ
= 1 - β°/140° = 1 - 8°6'/140° = 1- 0,057 = 0,943.
По уравнению (111) проверяем выносливость зубьев
при изгибе:
δF=
=
=106,52
МПа
δ”
FP
7. Ориентировочный расчет валов.
Конструктивные размеры зубчатой пары
Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и
диаметр ступицы зубчатых колес и др.), диаметр внутреннего кольца и ширина
подшипника зависят от диаметра вала. Обычно вначале определяют диаметр
выходного конца вала, а затем, учитывая конструктивные особенности, назначают
диаметры посадочных мест для зубчатых колес и подшипников. Для последующего
выполнения уточненного расчета вала надо установить расстояния между точками
приложения сил (активных и реактивных) на оси вала, определить реакции
подшипников, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. В нашем случае
известны только активные силы, действующие на валы со стороны зубчатого
зацепления.
Диаметр выходного конца вала определим грубо
приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по
заниженным допускаемым касательным напряжениям [τк]=20...40
МПа.
1.Для ведущего (быстроходного) вала редуктора
при [τк]'=25МПа
из уравнения прочности
τк
= Т/Wр=16T1/(πd3)
[τк]',
получаем
d
= 
=
=
=2,27·
В соответствии с рядом Ra40
(СТ СЭВ 514-77,) принимаем
dв1=25
мм.
В случае применения стандартной муфты разница
между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20... 25%.
Диаметр вала запроектированного электродвигателя
4A132М6У3 равен 38
м.м (Табл. П62) и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.
Назначаем посадочные размеры под уплотнения и
подшипники
Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение
= 28 мм
(необходимо оставить высоту буртика примерно в 1...3мм для упора торца втулки
полумуфты);
диаметр вала под подшипник 
=35
мм.
Диаметр 
примем
равным 44 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки
ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии.
Так как диаметр впадин шестерни df1=62,95
мм. незначительно превышает диаметр вала под подшипник
= 35 мм, то,
шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.
Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при
Т2 = iT1
= 2· 57,6 = 115,2 Н·м без учета КПД передачи
d
= 
=
=
=3,12
мм.
В соответствии с рядом Rа40
принимаем диаметр вала dв2
=32 мм.
диаметр вала под уплотнение 
=
36 мм,
диаметр вала под подшипник 
=40
мм,
диаметр вала под посадку ступицы зубчатого
колеса 
=42
мм.
Конструктивные размеры зубчатого колеса :
диаметр ступицы 
(1,5...1,7)·
=(1,5...1,7)·42=61...71 мм,
принимаем 
=
65 мм;
длина ступицы lст
(0,7...
1,8)
= (0,7...1,8)·42= 29..75 мм;
принимаем lст
=
52 мм;
толщина обода δ0
;
(2,5...4) mn=
(2,5...4)·1,5 = 3,75...6 мм,
принимаем δ0=5
мм.
Колесо изготовляем из поковки, конструкция
дисковая.
Толщина диска е и (0,2...0,3)b2
= (0,2...0,3)·40=8..12мм, принимаем е= 10 мм.
Диаметр отверстий в диске назначается
конструктивно, но не менее 15...20 мм.
8. Конструктивные размеры элементов
корпуса и крышки редуктора
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из
серого чугуна.
. Толщина стенки корпуса δ
0,025
,+1...5
мм =0,025 · 100+ 1...5 мм = 2,5+1...5 мм, принимаем δ=7
мм.
2. Толщина стенки крышки корпуса редуктора 
0,02,+1...5
мм - = 0,02·100+1...5 мм = 2,0+1...5 мм, принимаем =
5 мм.
3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s
1,5δ
=
1,5·7=10,5 мм, принимаем s=10,5
мм.
2. Толщина пояса крышки редуктора s1
1,5=1,5·5=
7,5 мм, принимаем s1=
7,5 мм.
3. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
t (2...2,5)
=
(2...2,5) 7 = 14...17,5 мм,
принимаем t = 14 мм.
4. Толщина ребер жесткости корпуса
редуктора С 0,85
= 0,85·7 = 5,9 мм, принимаем С=6 мм.
5. Диаметр фундаментных болтов dф
(1,5...2,5) = (1,5...2,5) 7=
10,5....17,5 мм, принимаем dф
=12 мм.
6. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора
(ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)
К2
=
2,1dф
=2,1·12 = 25,2 мм, принимаем К2=26 мм.
7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с
крышкой редуктора, dK
(0,5...0,6)
dф
= (0,5...0,6) 12 = 6... 7,2 мм, принимаем dK
= 7 мм.
8. Ширина пояса (ширина фланца) соединения
корпуса и крышки редуктора около подшипников К
к=3·6=21мм,
принимаем К =18 мм.
Ширину пояса K1
назначают на 2..8 мм меньше К, принимаем K1
=18 мм.
9. Диаметр болтов, соединяющих крышку и
корпус редуктора около подшипников, dк.п.
0,75dф=0,75·12
=9 мм, принимаем dк.п
= 9 мм.
10. Диаметр болтов для крепления крышек
подшипников к редуктору dп
(0,7...1,4)7 = (0,7... 1,4) 6 = 4,9... 9,8 мм, принимаем 
=
=8мм
для быстроходного и тихоходного валов.
11. Диаметр отжимных болтов можно принимать,
ориентировочно из диапазона 8... 16 мм большие значения для тяжелых редукторов.
12. Диаметр
болтов для крепления крышки смотрового отверстияK.C. = 6....10 мм,
принимаем dK.C. = 8 мм.
13. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из
корпуса редуктора) dп.р.
,6...2,2)7
= (1,6...2,2) 6= 11,2... 15,4 мм, принимаем dп.р.=12
мм.
. Конструктивные размеры валов,
подшипниковых узлов и компоновка редуктора
Чтобы вычертить компоновку редуктора, проверить
прочность и жесткость валов, необходимо ориентировочно найти остальные
конструктивные размеры его деталей и сборочных единиц.
1. Зазор между внутренней боковой стенкой
корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения
у (0,5...1,5)
δ
= (0,5... 1,5) 7 = 3,5... 10,5 мм,
принимаем у = 6 мм.
Если lст
> b1, то у берут от торца ступицы. В нашем случае lст
= 52 мм, а потому размер у от торца ступицы колеса и от торца шестерни один и
тот же.
2. Расстояние между внутренней стенкой корпуса
(крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни y1
(1,5...3)7 = (1.5...3)6 = 10,5...21,0 мм, принимаем у1 = 13 мм.
3. Для обеспечения достаточной вместимости
масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности da2 до
внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения 
(3...4)
=
(3...4) 6 = 21...28 мм, принимаем -
24 мм.
4. Длины выходных концов быстроходного l1.
и тихоходного l2
валов определяют из соотношения
l
(1,5..2) dв,
а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых
на эти концы:
l1
(1,5...2)
dв1=
(1,5...2) 25 = 37,5...50 мм,
принимаем l1
=50 мм;
l2
(1,5...2)
dв1=
(1,5...2) 32 = 48...64 мм,
принимаем l2
= 60 мм.
5. Назначаем тип подшипников качения для
быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры
подшипниковых узлов.
Предварительно назначаем конические
роликоподшипники, восприни-мающие как радиальную, так и осевую нагрузку при
работе с умеренными толчками.
При не значительной разнице диаметров посадочных
участков валов под подшипники (=35 мм, a
=40
мм) следует ожидать, что для обоих валов подойдет легкая серия подшипников.
Здесь типоразмеры подшипников намечаются ориентировочно для возможности
компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической
грузоподъемности их параметры будут уточнены.
Ориентируясь на легкую серию подшипников для
быстроходного и тихоходного валов, по табл. П43 получаем:
=
= 35 мм, D1 = 72 мм, T'mах=18,5 мм;=
= 40 мм, D2=80 мм, T’'mах=20,0 мм;
Размеры
и 
ориентировочно
принимаем равными
,5Т
mах.
=1,5Т ‘mах =
1,5·18,5=27,75 мм,
=1,5Т ‘‘mах
=1,5·20=30.0 мм
Расстояние от торца подшипника быстроходного вала
до торца шестерни 
8..18
принимаем = 12 мм.
Размер 
8..18
принимаем = 12 мм.
Осевой размер глухой крышки подшипника
тихоходного вала 
8...25 мм,
принимаем 
= 15 мм.
6.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:
а) тихоходный вал
a2
y+0,5
lст.
= 6+0,5·52 = 28 мм, принимаем а2 = 28 мм;
б) быстроходный вал
а1
+
0,5b1=
12 + 0,5·43 = 33,5 мм, принимаем a1=34
мм.
Определяем габаритные размеры редуктора:
Bp
+
+
+y
+ lст.+
+
+0,5
=
60+30+20+6+52+20 + 15 + 10+50 =263 мм,
принимаем ширину редуктора Вр = 265
мм;
Lp
+
δ+y1+0,5da2+aω,+0,5da1+y1+δ+K1
=2(K1
+ δ+y1)
+ 0,5 (da2 + da1) + aω
=2 (18+ 7+13) + 0,5 (136,33+ 69,67) +100 = 286 мм, принимаем длину редуктора Lp
= 290 мм;
Hр
δ
+y1+da2+
+t = 7+15 + 136,33
+ 15 + 18=192,33 мм.
принимаем высоту редуктора Hр
= 193 мм.
Используя размеры зубчатой пары и другие
ориентировочно полученные размеры ректора, вычерчиваем его компоновку на листе
чертежной бумаги (можно на миллиметровке) в масштабе 1:1. При этом
ориентировочно полученные конструктивные размеры редуктора и его деталей могут
незначительно измениться.
10. Проверка прочности валов
Прочность валов проверим по гипотезе наибольших
касательных напряжений (III
теория прочности).
Быстроходный вал. 1.
Так как быстроходный вал изготовляют вместе с
шестерней, то его материал известен-сталь 45, для которой предел выносливости
0,43
= 0,43·820 = 352 МПа.
1. Допускаемое напряжение изгиба при
симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле, принимая [n]
=2,2, Кδ =2,2 и kРИ
=1
[δи]-1=
δ-1/(l[n]Kδ]
=[352/2,2·2,2]
I =72,7 МПа.
2. Вычерчиваем схему нагружения вала и
строим эпюры изгибающих и крутящих моментов
а) определяем реакции опор в вертикальной
плоскостиот сил Fr и Fa:
MA = -Fra1-Fad1+YB.2a1
= 0;B =
+
+ 
=318+121,4=439,4
H
MB= -Ya2a1-Fa
·0,5d1+ Fra1= 0;
/2)-
/(4a1)=318-121,4=196,6
H;
б)определяем реакции опор в горизонтальной
плоскости хОz от силы Ft
ХА =ХВ = 0,5Ft=0,5·1730
= 865 Н;
в)для построения эпюр определяем размер
изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;
в плоскости у0z
МА = МВ=0; 
=
YA
a1
= 196,6·0,034 = 6,68 Н.м;
= YВ
a1
= 439,4·0,034 = 14,93 Н·м;
(MFrFa)max
=14,93 Н·м.
в плоскости хОz
МA = МВ = 0; Мс = XAa1
= 865·0,034 = 27,88 Н·м;
MFt= 27,88 Н·м;
г)крутящий момент T
= T1
= 57,6 Н·м;
д)выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры
Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и
кручения для опасного сечения С:уммарный изгибающий момент
Mи=
=
31,7 Н·м,
Следовательно,
δи
= 
=
=
= 
=1,29·106
=
=
=
=1,17·106
. Определяем эквивалентное напряжение по
гипотезе наибольших касательных напряжений и сравниваем его значение с
допускаемым:
=
=
=2,67 МПа,
что значительно меньше [δи]-1
= 72,7 МПа.
Тихоходный вал.
. Материал для изготовления тихоходного
вала- сталь 35, для которой по табл. П3 при d < 100 мм δв
= 510 МПа и, следовательно, предел выносливости
δ-1
0,43δв
= 0,43·510=219 МПа.
2. Допускаемое напряжение изгиба определим
при [n]
= 2.2, Кδ = 2,2 и kри
= 1
по формуле
[δи]-1
=δ-1/([n]Kδ
kри)
= [219/(2,2·2,2)] · 1 = 45,25 МПа.
.Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и
строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:
а)определяем реакции опор в вертикальной
плоскости у0z от сил FГ и Fa:
MA = -Fra2-Fa
·0,5d2+YB.2a2 = 0;B =
+
+ 
=318+294,9=612,9
H
MB= -YA2a2-Fa
·0,5d2+ Fra2= 0;
/2-
/(4a2)=318-294,9=23,1
H;
б)вычисляем реакции опор в горизонтальной
плоскости х0z от силы Ft
ХА = Хв =0,5Ft
= 0,5·1730 = 865 Н;
в)находим размер изгибающих моментов в
характерных точках (сечения) А, С и В: в плоскости уОz
МА = МВ = 0; =
YAa2
=
21,3·0,028 = 0,64 H·м;
(MFr
Fa)max
= 17,16 Н·м;
в плоскости хОz
МА = МB
= 0;
Мс = ХАа2 = 865
• 0,028 = 24,22 Н · м;
MFt
= 24,22 Н·м.
Суммарный изгибающий момент в сечении С
Mи=
=
==
=29,7
Н ·м
г)крутящий момент
T = Т2 =
115,2 Н·м;
д)выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры.
4.Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и
кручения в опасном сечении С. Диаметр вала в опасном сечении 
=42
мм ослаблен шпоночной канавкой.
Поэтому в расчет следует ввести значение d,
меньшее на 8... 10% . Принимая d=38
мм-расчетный диаметр вала в сечении С, получаем
δи
= =
=
= 
=5,52
МПа
==
=
=10,7 Мпа
5. Прочность вала проверим по III теории
прочности
=
=
=
=12,04
МПа.
что значительно меньше [δи]-1
= 45.25 МПа.
При полученных невысоких значениях расчетных
напряжений валы имеют высокие значения коэффициента запаса прочности, а потому
проверку их жесткости можно не выполнять.
11. Подбор шпонок
и проверочный расчет шпоночных соединений
Шпонки подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости
от диаметра вала и проверяют расчетом соединения на смятие.
Быстроходный вал.
Для консольной части вала при dвl
= 25 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку bxh
- 8x7 мм.
Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин
так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l1
= 50 мм. на 3...10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок (см.
последние два столбца табл. П49). Принимаем l
= 45 мм - длина шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки
lp=l-b=45-8=37
мм.
Допускаемые напряжения смятия в предположении
посадки полумуфты, изготовленной из стали,
δсм
= 100...150 МПа.
По формуле (217) вычисляем расчетное напряжение
смятия:
δсм
=39,1·106
Па 
[δсм]
Итак, принимаем шпонку 8x7x45 (СТ СЭВ 189-75).
Тихоходный вал.
. Для выходного конца вала при dB2
= 32 мм принимаем призматическую шпонку b
h=
10X8 мм. При 12 = 60 мм из ряда стандартных длин принимаем для
шпонки со скругленными торцами l
= 55 мм. Расчетная длина
шпонки lр
= l-b
= 55-10 = 45 мм.
Расчетное напряжение смятия
δсм
=44
·106 Па [δсм]
Значение этого напряжения лежит в допустимых
пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [δсм]=60...90
МПа. Следовательно, принимаем шпонку 10x8x50
(СТ СЭВ 189-75).
. Для вала под ступицу зубчатого колеса
при d2 = 42 мм принимаем призматическую шпонку
b
x h=12
x 8 мм. Так как lст
= 52 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами
l=48 мм. Расчетная
длина шпонки
lp
= l-b
= 48-10 = 38 мм.
Расчетное напряжение смятия
δсм
=39,6·106
Па
[δсм]
Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку 12x8x38
(СТ СЭВ 189-75).
. Подбор
подшипников
Подшипники качения подбирают по таблицам ГОСТа в
зависимости от размера и направления действующих на подшипник нагрузок;
диаметра цапфы, на которую насаживается подшипник; характера нагрузки; угловой
скорости вращающегося кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и
его наименьшей стоимости.
Быстроходный
(ведущий) вал
. Определяем нагрузки, действующие на
подшипники; осевая сила
Fa
= 247,7 H;
радиальная сила
rA=
=
=
=902
HrB=
=
=
=944.7
H
Так как FrB
FrA, то подбор подшипников ведем по опоре В, как наиболее
нагруженной.
2. Выбираем тип подшипника. Так как (Fa/FrB)100%
= (247,7/944.7)100%=26,2%>20..25%, то принимаем радиально-упорные конические
роликоподшипники.
3. Определяем осевые составляющие реакций
конических роликоподшипников при e
= 0,319 для средней серии при d
= 35 мм:
SA
= 0,83e
FrA =
0,83·0,319·902 = 239 Н;B = 0,83e
FrB =
0,83·0,319·944,7 = 250 Н.
находим суммарные осевые нагрузки: так
как SA<SB и Fa=247,7 Н > SB
- SA = (250-239) Н, то FaA
= SA = 239 Н и SB
= SA + FA
= 239 + 247,7=486,7 Н (расчетное).
1. Назначаем долговечность подшипника и
определяем значение коэффициентов в формуле.
Для подшипников редукторов рекомендуется
Lh
-(12...25)103
ч
принимаем Lh=15·103
ч; V = l,
так как вращается внутреннее кольцо;
Kδ
= 1,6 при умеренных толчках;
Кт= 1.
При FaB/(VFrB)
= 486,7/(1 · 944,7)=0,51 > е =0,319
принимаем Х = 0,4 и Y=
1,881;
частота вращения быстроходного вала п = п1
= 965 мин-1; для роликовых подшипников α=10/3.
Вычисляем требуемую динамическую
грузоподъемность (грузоподъемную силу) подшипника:
CTp
= (XVFrB+YFaB)
· КδКт
(6 · 10-5nLh)1/α
- = (0,4·1·944,7+1,881·486,7) 1,6· (6·10-5·965·15·103)0/3
=(377,8+918,9) 1,6·7,62=15,8·103 Н = 15,8 кН,
где lg
(6 • 9,65 · 15)0,3 = 0,3 (lg
90 + lg 9,65) =0,3
(1,954 + 0,985) = 0,882 и (6 • 9,65 • 15)0,3 = 7,62-антилогарифм.
Окончательно принимаем конический
роликоподшипник 7307 средней серии, для которого
d= 35мм, D=80мм,
Tmax=23 мм, С =
47,2кН,
nпр>
3,15·103 мин-1.
Так как С
СТР,
то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой
. Определяем нагрузки, действующие на
подшипники: осевая сила
Fa
= 247,7 Н;
радиальная сила
rA==
=
=
,3 HrB==
=
=
H
Так как FrB
FrA,
то подбор подшипников ведем по опоре В как более нагруженной.
2. Выбираем тип подшипника. Так как (Fa/FrB)100%
=(247,7/1060) 100% = 23,6% > 20...25%, то принимаем радиально-упорные
конические роликоподшипники.
3. Вычисляем осевые составляющие реакций для
предварительно назначенного подшипника 7308 средней серии при е = 0,278:
SA = 0,83eFrA
= 0,83 · 0,278·865,3 = 200,5 Н;B
=0,83eFrB = 0,83 · 0,278· 1060 = 244,5
Н.
Определяем суммарные осевые нагрузки.
Так как SA
SB и Fa=247,7
H > SВ-SА
= (244,5- 200,5) Н,
то
FaA = SA=
200,5 Н и FаВ
= SA+Fа
= 200,5 + 247,7 = 448,2 Н (расчетное).
При FaB/VFrB=
448,2/1·1060 = 0,422 > е=0,278
принимаем X=0,4, а Y
= 2,158.
Частота вращения тихоходного, вала (уточненная)
n2
= n1/и=965/2
= 482,5 мин-1.
Вычисляем требуемую динамическую
грузоподъемность подшипника по при Lh
= 15·103 ч; V
= 1; Kδ
= 1.б. KT
= l; α =10/3:
Cтр
= (XVFrB+ YaB)
KδKT
(6·10-5n2Lk)1/α
= (0,4 · 1 ·1060+2,158·448,2) 1,6·1 (60·193·15 ·I03/106)0,3
= (424+967,2) 1,6·4,7 = 10,9·103 H
=10,4 кН,
где lg
(6· 1,93· 15)0,3 = 0,3 (lg
90 + lg 1,93) = 0,3
(1,954 + 0,286) = 0,672 и (6·1,93·15)0,3 =4,7-антилогарифм.
Окончательно принимаем конический
роликоподшипник 7208 легкой серии, для которого
d=40 мм, D
= 80 мм, Tmах
= 20 мм, С= 41,6 кН,
nпр
> 4 ·103 мин-1.
При С
Стр
долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой.
13. Посадки деталей и сборочных
единиц редуктора
Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы
с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6,
а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой
соответствует полю допуска Н7.
Для ступицы детали, насаживаемой на выходной
конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса
принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6
и H7/р6.
14. Смазка зубчатых колес и
подшипников
Для тихоходных и среднескоростных редукторов
смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в
масляную ванну картера, объем которой VK
0,6·Р2=0,6·5,3=3,1
л. Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора
путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.
По табл. 4 при v = 3,36 м/с принимаем масло
марки И-Г-А-32 ГОСТ 17479-87, которое заливается в картер редуктора с таким
расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту
зуба.
Камеры подшипников заполняются пластичным
смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через
пресс-масленки.
одноступенчатый редуктор колесо
передача
Список литературы
1. Устюгов
И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. Москва «Высшая
школа» 1981 г.
. Брадис
В.М. Четырехзначные математические таблицы. издание-13 стереотипное. Москва.
Дрофа. 2010 г.