Размещено на http://www.allbest.ru/

27

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра деталей машин и ПТМ

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

Проектирование привода к ленточному конвейеру с одноступенчатым цилиндрическим редуктором

1311.КП.01.00 ПЗ

Выполнила студент группы 1311 Туманина Н.

Проверила доцент Половинкина Н.Б.

Санкт-Петербург

2011

Оглавление

• Задание на проектирование
• Введение
• 1. Кинематический и силовой расчет привода
• 1.1 Определение общего КПД привода
• 1.2 Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу
• 1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по передачам
• 1.4 Определение вращающих моментов на валах редуктора и их частот вращения
• 2. Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость
• 2.1 Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев
• 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений.
• 2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба.
• 3. Расчет зубчатой передачи
• 3.1 Проектный расчет зубчатой передачи
• 3.2 Проверочные расчеты зубчатой передачи
• 3.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи
• 3.4 Определение сил в полюсе зацепления
• 4. Разработка эскизной компоновки
• 5. Расчет валов
• 5.1. Проектный расчет валов
• 5.2. Расчет валов на выносливость
• 6. Расчет подшипников качения
• 6.1 Расчет подшипников быстроходного вала
• 6.2 Расчет подшипников тихоходного вала
• 7. Расчет шпоночных соединений
• 7.1 Расчет шпоночного соединения вала с колесом
• 7.2 Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой
• 7.3 Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи
• 8. Конструирование деталей редуктора
• 8.1 Конструирование зубчатых колес.
• 8.2. Конструирование тихоходного вала.
• 8.3. Конструирование подшипниковых узлов.
• 8.4. Конструирование элементов корпуса редуктора.
• 9. Выбор способа смазки, марки и количества масла
• 10. Сборка редуктора
• Заключение
• Список использованных источников

Задание на проектирование

Спроектировать привод к ленточному конвейеру с одноступенчатым цилиндрическим редуктором

привод ленточный конвейер цилиндрический редуктор

Схема 1, вариант 6

Исходные данные:

1. Мощность на ведомой звездочке цепной передачи Р3 = 6 кВт.

2. Угловая скорость ведомой звездочки 3 = 3 рад/с.

3. Срок службы редуктора t = 20000 ч.

4. Режим работы - постоянный.

Содержание проекта:

1. Расчетно-пояснительная записка (формат А4).

2. Чертеж общего вида редуктора (формат А1).

3. Чертежи 2-3 деталей (по указанию руководителя) (форматы А3, А4).

Введение

Рассматриваемый механический привод состоит из электродвигателя, соединительной муфты, цилиндрического одноступенчатого редуктора и цепной передачи.

Проектируемый горизонтальный одноступенчатый редуктор с косозубыми цилиндрическими колесами предназначен для передачи вращающего момента между двумя параллельными осями. Редуктор состоит из зубчатой передачи, смонтированной на валах с подшипниками качения в литом чугунном корпусе. Корпус редуктора состоит из картера и крышки, скрепленных болтами. Разъем корпуса - горизонтальный, проходит по осям валов. В месте соединения поверхности картера и крышки пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя штифтами, расположенными по диагонали.

Шестерня проектируется заодно с ведушим валом (вал-шестерня). Колесо насажено на ведомый вал по посадке H7/r6, вращающий момент передается призматической шпонкой. Смещение колеса ограничивает с одной стороны буртик ведомого вала, а с другой - распорная втулка, внутреннее кольцо подшипника и наружное кольцо подшипника, которое упирается в крышку подшипника.

Ведущий и ведомый валы редуктора установлены на радиальных шариковых подшипниках. Подшипники регулируются подбором металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными прокладками со стороны глухих привертных крышек.

Смазка передачи и подшипников осуществляется разбрызгиванием жидкого масла, заливаемого через смотровое отверстие в крышке корпуса. Уровень масла проверяют жезловым маслоуказателем. Отработанное масло сливают через отверстие, расположенное в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой.

Верхняя смотровая крышка редуктора снабжена ручкой-отдушиной, отверстие в которой соединяет закрытую полость редуктора с атмосферой. Для подъема и транспортировки редуктора в крышке корпуса выполнены проушины с отверстиями для троса. Для облегчения разъединения крышки с корпусом во фланцах крышки предусмотрены резьбовые отверстия для отжимных винтов.

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Определение общего КПД привода

Общий КПД привода равен произведению КПД его элементов [8]

, (1)

где - КПД муфты,

- КПД редуктора,

- КПД цепной передачи.

КПД редуктора определяется по зависимости

, (2)

где - КПД зубчатой пары,

- КПД пары подшипников качения,

k - число внешних зацеплений, k = 1,

m - число валов редуктора, m =2.

Принимая значения КПД , [8], по формуле (2) определяем КПД редуктора

.

Принимая значения КПД , [8], по формуле (1) находим значение общего КПД привода

.

1.2 Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу

Общий коэффициент полезного действия есть отношение полезной мощности Pпол к затраченной Pзат (или отношение мощности Pвм на ведомом валу к мощности Pвщ на ведущем валу привода)

.

Следовательно, требуемая мощность электродвигателя (или мощность на ведущем валу привода) будет равна

.

Частота вращения ведущего вала определяется по зависимости

,

где - частота вращения ведомого вала привода,

- ориентировочное значение передаточного числа привода.

Частота вращения ведомого вала привода определяется по формуле

,

где вм = 3 - угловая скорость ведомого вала привода, вм = 3 рад/с.

Ориентировочное значение передаточного числа привода равно произведению передаточных чисел редуктора и цепной передачи

,

где - передаточное число редуктора,

- передаточное число цепной передачи.

Принимаем значения передаточных чисел по рекомендациям [8]:

, .

Подставляя эти значения в формулу для Uор , получаем

,

а частота вращения ведущего вала будет равна

.

По мощности на ведущем валу Pвщ = 6,8 кВт и частоте вращения ведущего вала nвщ = 1418 об/мин по каталогу электродвигателей [4] подбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель единой серии 4А - двигатель марки 4А132S4 с мощностью Pдв = 7,5 кВт и номинальной частотой вращения ротора nном = 1455 об/мин.

1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по передачам

Уточняем передаточное число привода по номинальной частоте вращения электродвигателя .

Принимая значения передаточных чисел редуктора и цепной передачи из единого ряда передаточных чисел [8] , , определяем фактическое передаточное число привода

.

Погрешность передаточного числа привода

.

Такое значение погрешности является допустимым [8].

1.4 Определение вращающих моментов на валах редуктора и их частот вращения

Частота вращения ведущего вала редуктора n1, равная номинальной частоте вращения электродвигателя,

.

Частота вращения ведомого вала редуктора n2, равная частоте вращения ведущего вала цепной передачи,

.

1.4.3. Частота вращения ведомого вала цепной передачи, равная фактической частоте вращения ведомого вала привода,

.

Фактическая угловая скорость ведомого вала

.

Вращающий момент на ведомом валу привода

.

Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т2, равный моменту на ведущем валу цепной передачи,

.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т1

.

Параметры, необходимые для расчета редуктора, приведены в табл. 1.

Таблица 1

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Значение
1	Передаточное число		-	5
2	Частота вращения ведущего вала			1455
3	Частота вращения ведомого вала			291
4	Вращающий момент на ведущем валу			44,1
5	Вращающий момент на ведомом валу			209,4

2. Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость

2.1 Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для зубчатых колес материал 40Х с твердостью НВ < 350, термообработка - улучшение. Для улучшения прирабатываемости колес принимаем твердость по Бринеллю для шестерни - HB1 = 280, для колеса на 20 единиц меньше - HB2 = 260 [9]. Предел прочности материала колес , предел текучести [9].

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости [9]

, (3)

где - базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности.

Базовый предел контактной выносливости зубьев при HB < 350 находится по формуле [9]

.

Соответственно, для шестерни -МПа,

для колеса - МПа.

Коэффициент безопасности принимаем равным [9].

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы на контактную выносливость зубьев, определяется по зависимости

, (4)

где - базовое число циклов нагружения,

- фактическое число циклов нагружения.

Фактическое число циклов нагружения (для режима постоянной нагрузки)

,

где n - частота вращения того колеса, для которого определяется NH, об/мин,

t - число часов работы передачи за расчетный срок службы, равное t = 20000 ч.

Подставляя значения n1, n2 и t, получаем

- для шестерни - .

- для колеса - .

Базовое число циклов нагружения определяется в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и составляет [9]: для шестерни , для колеса .

Подставляя значения NH и NH0 в формулу (4), получаем

- для шестерни ,

- для колеса .

Так как КHL1 < 1 и KHL2 < 1, то принимаем КHL1 = 1 и KHL2 = 1 (для длительно работающих передач при NH > NH0 коэффициент долговечности КHL = 1).

Подставляя найденные значения параметров в формулу (3), определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,

.

Для цилиндрических прямозубых и косозубых передач с небольшой разностью твердости зубьев (HB1 - HB2 < 30) за расчетное принимается меньшее значение из [H]1 и [H]2. Таким образом, допускаемое контактное напряжение.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по зависимости [9]

, (5)

где - базовый предел изгибной выносливости зубьев,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности,

- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Базовый предел изгибной выносливости зубьев для улучшенных колес с твердостью HB < 350 определяется по зависимости [9]

Flimb = 260 + HB, что составляет

- для шестерни ,

- для колеса .

Коэффициент безопасности принимаем [9].

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки - при односторонней (нереверсивной) нагрузке.

Коэффициент долговечности определяется по формуле [9]

, (6)

где NF0 - базовое число циклов нагружения, для всех сталей ,

NF - фактическое число циклов нагружения.

Фактическое число циклов нагружения при постоянной нагрузке

.

Для шестерни - .

Для колеса - .

Подставляя значения NF и NF0 в формулу (6), получим

- для шестерни ;

- для колеса .

Так как КFL1 < 1 и KFL2 < 1, то принимаем КFL1 = 1 и KFL2 = 1.

Подставляя значения параметров в формулу (5), находим допускаемые напряжения изгиба

- для шестерни ,

- для колеса .

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Проектный расчет зубчатой передачи

Проектный расчет зубчатой передачи производится из условия контактной выносливости зубьев. Целью расчета является определение размеров зубчатых колес, при которых исключается преждевременный выход передачи из строя вследствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Принимаем косозубую передачу, так как она по сравнению с прямозубой обладает рядом преимуществ: снижение габаритов, повышение плавности работы колес, уменьшение шума, увеличение нагрузочной способности, возможность обеспечения требуемого межосевого расстояния.

Предварительное межосевое расстояние зубчатой пары a'w (мм) определяется по зависимости [9]

, (7)

где Ка - коэффициент, равный для косозубой передачи Ка = 430 МПа1/3;

U - передаточное число редуктора, U = 5;

T2 - вращающий момент на валу колеса, T2 = 209,4 Н·м;

- допускаемое контактное напряжение, = 536 МПа;

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса, рекомендуемые значения = 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 [8];

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, определяемый по рекомендациям [4] в зависимости от расположения колеса по отношению к опорам и коэффициента ширины колеса .

Принимая , получаем .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем, как в случае несимметричного расположения колес, значение = 1,25 [9].

Подставляя значения параметров в формулу (7), получаем предварительное значение межосевого расстояния

.

Округляя полученное значение до ближайшего значения из единого ряда главных параметров [8], получаем , которое и принимается за окончательное значение межосевого расстояния .

Определяем значения диаметров начальных окружностей dw1 и dw2 (для некорригированных колес совпадающих с делительными диаметрами d1 и d2) шестерни и колеса и ширины зубчатого венца bw (рис. 1)

,

.

.

Округляя значение bw до ближайшего значения из единого ряда главных параметров [8], получаем bw = 45 мм.



Рис. 1. Зубчатая пара

Ширина зубчатых венцов колеса b2 и шестерни b1 (шестерня делается несколько шире для того, чтобы при смещении вала шестерни относительно вала колеса, вызванного неточностью сборки, рабочая длина сопряженных зубьев оставалась равной значению bw)

3.1.4. Нормальный модуль зубьев определяется по эмпирической зависимости [1]

, или

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 .

Суммарное число зубьев определяется по зависимости [8]

,

где в - угол наклона линии зуба.

Принимая по рекомендациям [8] значение угла , получим:

.

Округляя до ближайшего целого числа, находим .

Числа зубьев шестерни z1 и колеса z2

,

.

Фактическое значение передаточного числа

близко к значению, принятому в п.п. 1.3, следовательно, погрешность передаточного числа .

Уточненное значение угла наклона зуба (из-за округления z)

,

.

3.1.7. Определяем диаметры шестерни и колеса (делительные, окружностей вершин зубьев и окружностей впадин) и делительное межосевое расстояние [1].

Делительные диаметры

,

.

Диаметры окружностей вершин зубьев

,

,

где - коэффициент высоты головки зуба исходного контура, по ГОСТ 13755-81 ;

Диаметры окружностей впадин

,

,

где - коэффициент радиального зазора, по ГОСТ 13755-81.

Делительное межосевое расстояние

совпадает со значением aw = 112 мм, и, следовательно, расчет выполнен правильно.

Окружная скорость вращения колес в полюсе зацепления (на делительном диаметре)

.

По рекомендациям [9] принимаем степень точности изготовления зубчатых колес 9-В (ГОСТ 1643-81), что означает 9-ю степень кинематической точности, плавности и контакта зубьев; вид сопряжения В (нормальный боковой зазор).

3.2 Проверочные расчеты зубчатой передачи

Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость зубьев.

Расчет выполняется с целью проверки проектного расчета.

Действующие контактные напряжения H определяются по зависимости [10]

,

где K - коэффициент, равный для косозубой передачи K = 270; расшифровка остальных параметров приведена выше.

Подставляя значения параметров в формулу для H, получаем

.

Отношение действующих контактных напряжений к допускаемым составляет

,

что является допустимым, так как действующие контактные напряжения могут быть меньше допускаемых на 10% или больше на 5%.

Проверочный расчет передачи на изгибную прочность.

Действующие напряжения изгиба F определяются по формуле [10]

, (8)

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, равный = 1,1 [9];

- коэффициент формы зуба, для косозубой передачи зависящий от эквивалентного числа зубьев.

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса находятся по зависимостям [1]

,

.

Для найденных значений эквивалентных чисел зубьев [8]

, .

Определяем отношения допускаемых напряжений изгиба к коэффициенту формы зуба для шестерни и колеса

, .

Расчет выполняется для того из колес, для которого отношение допускаемых напряжений к коэффициенту формы зуба имеет меньшее значение.

Так как , расчет выполняется для шестерни.

Подставляя в формулу (8) значения параметров, определяем действующие напряжения изгиба зубьев шестерни

.

Условие прочности выполнено, так как .

3.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи.

Так как условия прочности по контактным и изгибным напряжениям выполнены, то окончательно принимаем параметры передачи, найденные в п.п. 3.1, и определяем остальные геометрические параметры зубчатой передачи по зависимостям [1].

Угол зацепления, равный углу профиля исходного контура в торцовом сечении,

,

где б - угол профиля исходного контура, по ГОСТ 13755-81 б = 20.

Нормальный делительный шаг зубьев

.

Окружной делительный шаг зубьев

.

Основной нормальный шаг зубьев (шаг зацепления)

.

Осевой шаг зубьев

.

Основной угол наклона линии зуба

.

Коэффициент торцового перекрытия

,

где a1 - угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин, равный

a1 = arccos(db1/da1) = arccos(34,371/40,655) = 32,282 (db1 - диаметр основной окружности шестерни, db1 = d1·cost = 36,655·cos20,334 = 34,371 мм);

a2 - угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин, равный

a2 = arccos(db2/da2) = arccos(175,67/191,345) = 23,353 (db2 - диаметр основной окружности колеса, db2 = d2·cost = 187,345·cos20,334 = 175,67 мм).

После подстановки значений получаем

Коэффициент осевого перекрытия

Коэффициент перекрытия зубчатой передачи

.

3.4 Определение сил в полюсе зацепления

На рис.2 показана схема действия сил в зацеплении колес. Нормальные силы взаимодействия колес направлены по общей нормали к профилям зубьев, при этом Fn2 = - Fn1. Силу Fn можно разложить на составляющие:

Ft - окружную силу, направленную по касательной к начальной окружности (совпадающей для некорригированных колес с делительной окружностью); на ведущем колесе Ft1 направлена в сторону, противоположную вращению (противоположную 1), а на ведомом Ft2 - в сторону вращения колеса (в сторону 2), при этом Ft2 = - Ft1.;

Fr - радиальную силу, направленную по радиусу к центру колеса; Fr2 = - Fr1.

Кроме того, в косозубой передаче действует осевая сила Fа, направленная параллельно оси колеса; Fа2 = - Fа1 (см. рис. 3).

На рис. 2:

Рис. 2. Схема действия сил в зацеплении

Т1, Т2 - вращающие моменты;

dw1 - диаметр начальной окружности шестерни, равный делительному диаметру d1;

db1 - диаметр основной окружности шестерни;

da1 - диаметр окружности вершин зубьев шестерни;

бw - угол зацепления, бw = бtw = бt.

Окружная (тангенциальная) сила [1]

.

Радиальная сила [1]

Рис. 3. Силы в зацеплении косозубой передачи

Осевая сила [1]

.

Направление осевой силы Fа зависит от направления вращения колеса, определяющего направление силы Ft, направления линии зуба, а также от функционального назначения колеса (ведущее или ведомое).

Примем левую линию зубьев для шестерни и правую - для колеса. Направление осевых сил показано на рис. 3.

В табл. 2 приведены основные параметры зубчатой передачи.

Таблица 2

Основные параметры зубчатой передачи

№ п/п	Наименование параметра и размерность	Обозначение	Значение
1.	Момент на ведомом валу,	Т2	209,4
2.	Частота вращения вала, - ведущего - ведомого	n1 n2	1455 291
3.	Межосевое расстояние, мм	aw	112
4.	Число зубьев - шестерни - колеса	z1 z2	18 92
5.	Модуль зубьев нормальный, мм	mn	2
6.	Передаточное число	U	5,1
7.	Материал колес, термообработка	cталь 45, улучшение
8.	Твердость рабочих поверхностей зубьев - шестерни - колеса	НВ1 HB2	280 260
9.	Тип передачи	косозубая
10.	Угол наклона зуба, град, мин, с	в	1050'38''
11.	Направление линии зубьев - шестерни - колеса	левое правое
12.	Диаметры делительных окружностей, мм - шестерни - колеса	d1 d2	36,655 187,345
13.	Ширина зубчатого венца, мм - шестерни - колеса	b1 b2	50 45
14.	Силы, действующие в зацеплении, Н - окружная - радиальная - осевая	Ft Fr Fa	2235 828 428

4. Разработка эскизной компоновки

Эскизная компоновка редуктора выполняется в два этапа. На первом этапе выявляется расположение деталей в корпусе; определяются расстояния между деталями, ориентировочные диаметры ступеней валов, месторасположение опор и расстояния между средними плоскостями колес и опорами.

На втором этапе разрабатывается конструкция колес, валов, подшипниковых узлов и корпуса.

Последовательность выполнения первого этапа эскизной компоновки (см. рис. 4).

4.1. По найденному межосевому расстоянию aw наносим оси валов.

4.2. На осях валов вычерчиваем контуры зубчатых колес диаметрами da1 и da2 и шириной b1 и b2.

4.3. На расстоянии = 5 мм от торцов шестерни и окружности вершин зубьев колеса и = 10 мм от окружности вершин зубьев шестерни до внутренней стенки корпуса очерчиваем внутренний обвод стенок корпуса.

4.4. Определяем диаметры отдельных ступеней валов.

Минимальные диаметры валов определяются из расчета валов только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях по зависимости [10]

, мм ( * )

где Т - вращающий момент, приложенный к валу, Н·мм;

= 15 … 35 МПа - допускаемое напряжение на кручение.

Преобразуя формулу (*) и подставляя Т в Н·м, получим выражения для минимальных диаметров валов (в мм).

Минимальный диаметр выходного конца быстроходного вала [4]

.

По ГОСТ 12080-66 принимаем . У двигателя 4А132S4 диаметр вала dдв = 38 мм. Для соединения электродвигателя и редуктора будем использовать муфту МУВП 250-38-2-25-2 У3 ГОСТ 21424-93. Согласно ГОСТ посадочные отверстия полумуфт могут иметь диаметры 32, 35, 36 или 38 мм. Но ГОСТ 21424-93 допускает выполнять посадочное отверстие в одной из полумуфт меньшего диаметра. Окончательно принимаем . Учитывая большой запас по передаваемому вращающему моменту, более рационально спроектировать специальную муфту на основе МУВП 63.

Минимальный диаметр выходного конца тихоходного вала [4]

.

По ГОСТ 10080-66 принимаем .

Диаметры валов под подшипники определяем по формулам [4]:

- для быстроходного вала ,

- для тихоходного вала ,

где t - высота буртика вала для упора подшипника.

Принимаем значения t по рекомендациям [4] в зависимости от диаметра вала:

- для быстроходного вала t = 2,2 мм,

- для тихоходного вала t = 2,5 мм.

После подстановки получаем значения диаметров валов под подшипники:

,

.

Округляя полученные значения до стандартных значений из ряда размеров для подшипников качения, получаем:

,

.

По полученным значениям диаметров валов под подшипники по ГОСТ 8338-75 выбираем радиальные шариковые подшипники легкой серии (d - диаметр внутреннего кольца, D - диаметр наружного кольца, В - ширина подшипника, r - размер фаски):

- для быстроходного вала подшипник 206: d = 30 мм, D = 62 мм, B = 16 мм, r = 1,5 мм.

- для тихоходного вала подшипник 208: d = 40 мм, D = 80 мм, B = 18 мм, r = 2,0 мм.

Диаметры буртиков валов для упора подшипников определяем по зависимостям [4]

,

.

Принимаем: , .

Так как , определим длину участка выхода фрезы, решив задачу графически: мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем равным [4]

.

Диаметр буртика dбк2 для упора зубчатого колеса [4]

,

где - размер фаски отверстия в ступице колеса.

Принимая по рекомендациям [4] размер фаски в зависимости от диаметра вала под колесом , получаем

.

Окончательно принимаем .

Диаметр буртика вала для упора шестерни не определяем, так как шестерня выполняется заодно с валом.

4.5. Для нанесения внешних контуров подшипников решаем вопрос об их смазке. При окружной скорости в зацеплении 3 м/c < V < 15 м/c принимается смазка подшипников масляным туманом [4]. При этом рекомендуется подшипники отодвигать от внутренней стенки корпуса на величину е = 3…6 мм (из-за неровностей литой стенки корпуса). Принимая е = 5 мм, в местах расположения подшипников наносим их внешние контуры.

4.6. Определяем расчетные длины валов (расстояния между центрами подшипников l1 и l2, а также расстояния между сечениями колес, в которых приложены силы в зацеплении, и центрами подшипников a1 и a2). Для одноступенчатого редуктора принято симметричное расположение колес в корпусе.

Быстроходный вал:

l1 = b1 + 2· + 2·e + B1 = 50 + 2·5 + 2·5 + 16 = 86 мм (В1 - ширина подшипника 206);

a1 = 0,5·l1 = 0,5·86 = 43 мм.

Тихоходный вал:

l2 = b1 + 2· + 2·e + B2 = 50 + 2·5 + 2·5 + 18 = 88 мм (В2 - ширина подшипника 208);

a2 = 0,5·l2 = 0,5·88 = 44 мм.

4.7. Длины шеек быстроходного Lп1 и тихоходного Lп2 валов с номинальными диаметрами dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм на данном этапе компоновки определяем по приближенным зависимостям [4]:

Lп1 = 1,5·dп1 = 1,5·30 = 45 мм;

Lп2 = 1,25·dп2 = 1,25·40 = 50 мм.

4.8. Длины выходных цилиндрических концов валов с диаметрами d1min = 25 мм и d2min = 32 мм принимаем по ГОСТ 12080-66:

l1цк = 42 мм;

l2цк = 58 мм.

4.9. Полные длины валов Lк1 и Lк2 окончательно будут определены при разработке конструкции валов и подшипниковых узлов.

Первый этап эскизной компоновки показан на прилагаемом чертеже.

Второй этап компоновки будет выполняться при разработке сборочного чертежа редуктора.

5. Расчет валов

5.1 Проектный расчет валов

Расчет быстроходного вала.

Рассматриваем вал как балку на двух шарнирных опорах. Опору A, воспринимающую радиальную и осевую нагрузки, представим шарнирно-неподвижной, а опору B - шарнирно-подвижной. Расположение сил в пространстве показано на рис.5,а.

Силы, возникающие в зацеплении Ft1 = 2235 Н, Fr1 = 828 Н, Fa1= 428 Н и найденные в п.п. 3.3, приводятся к оси вала. Радиальная сила Fм, возникающая в муфте из-за погрешностей монтажа, в данном расчете не учитывается.

Расчет быстроходного вала выполняется следующим образом.

1. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости показана на рис.5,б. Длина вала определена в п.п. 4.1 и равна l = l1 = 86 мм.

Вертикальные составляющие реакций в опорах RBy и RAy определяются из уравнений моментов относительно опор A и B:

Определяем изгибающие моменты в вертикальной плоскости

,

где y1 = l/2 = 43 мм.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости показана на рис.5,в.

2. Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости показана на рис.5,г. Осевая сила Fa1, действующая в горизонтальной плоскости, заменяется сосредоточенным моментом

М1 = Fa1 · 0,5 · d1 = 428 · 0,5 · 36,655 = 7844 Н·мм,

где d1 - диаметр делительной окружности шестерни.

Горизонтальные составляющие реакций в опорах RBx и RAx определяются из уравнений моментов относительно опор A и B:

Условие равновесия вала

RAx + RBx - Fr1 = 505 + 323 - 828 = 0

выполняется.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости показана на рис.5,д, где

;

,

где x1 = x2 = l/2 = 43 мм.

3. Эпюра суммарных изгибающих моментов представлена на рис.5,е, где

;

.

4. Эпюра вращающих моментов показана на рис.5,ж.

5. Эквивалентный момент определяется по зависимости

,

где б - поправочный коэффициент, учитывающий влияние вида нагружения; при отнулевом цикле изменения напряжений кручения б = 0,7 [9].

Эпюра эквивалентных моментов показана на рис.5,з, где

;

.

6. Диаметры вала в произвольных сечениях определяются по зависимости [8]

,

где - допускаемое напряжение для материала вала, равное [8].

Материал вала-шестерни - сталь 40Х с пределом текучести , следовательно, .

Опасным является сечение вала под шестерней, в котором действует максимальный эквивалентный момент Мэ1, а также есть концентратор напряжений - зубья. Диаметр вала в этом сечении равен

.

Диаметр вала, принятый при компоновке, d = 32 мм.

Расчет тихоходного вала.

Рассматриваем вал как балку на двух шарнирных опорах. Опору D, воспринимающую радиальную и осевую нагрузки, представим шарнирно-неподвижной, а опору C - шарнирно-подвижной. Расположение сил в пространстве показано на рис.6,а.

Силы, возникающие в зацеплении Ft2 = 2235 Н, Fr2 = 828 Н, Fa2= 428 Н и определенные в п.п. 3.3., приводятся к оси вала. Нагрузка на вал от цепной передачи Fц в данном расчете не учитывается, так как расчет цепной передачи не входит в объем проекта.

Расчет тихоходного вала выполняется аналогично расчету быстроходного вала.

1. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости показана на рис.6,б. Длина вала определена в п.п.4.1 и равна l = l2 = 88 мм.

Вертикальные составляющие реакций в опорах RDy и RCy определяются из уравнений моментов относительно опор C и D:

Определяем изгибающие моменты в вертикальной плоскости

,

где y1 = l/2 = 44 мм.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости показана на рис.6,в.

2. Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости показана на рис.6,г. Осевая сила Fa2, действующая в горизонтальной плоскости, заменяется сосредоточенным моментом

М2 = Fa2 · 0,5 · d2 = 428 · 0,5 · 187,345 = 40,09·103 Н·мм,

где d2 - диаметр делительной окружности колеса.

Горизонтальные составляющие реакций в опорах RDx и RCx определяются из уравнений моментов относительно опор C и D:

Условие равновесия вала

RDx + RCx - Fr2 = 870 - 42 - 828 = 0

выполняется.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости показана на рис.6,д, где

;

,

где x1 = x2 = l/2 = 44 мм.

3. Эпюра суммарных изгибающих моментов представлена на рис.6,е, где

;

.

4. Эпюра вращающих моментов показана на рис.6,ж..

5. Эквивалентный момент определяется по зависимости

,

где б - поправочный коэффициент, б = 0,7 (см. п.п. 5.1.1).

Эпюра эквивалентных моментов показана на рис.6,з, где

;

. 6. Диаметры вала в произвольных сечениях определяются по зависимости [9] для сплошного вала - влияние шпоночного паза будет учтено при уточненном расчете вала на выносливость

,

где - допускаемое напряжение для материала вала, равное .

Материал вала - сталь 45 с пределом текучести , следовательно, .

Опасным является сечение вала под колесом, в котором действует максимальный эквивалентный момент Мэ1, а также есть концентратор напряжений - шпоночный паз. Диаметр вала в этом сечении равен

.

Диаметр вала в этом сечении, принятый при компоновке, d = 50 мм.

5.2 Расчет валов на выносливость

Расчет валов на выносливость является уточненным и позволяет учесть влияние концентрации напряжений и абсолютных размеров на их прочность. Цель расчета - определение запасов прочности в наиболее опасных сечениях вала S и в сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Должно выполняться условие

S > [ S ] = 2,5.

Расчетное значение запаса усталостной прочности определяется по зависимости [4] , (9)

где - запас усталостной прочности только по изгибу,

- запас усталостной прочности только по кручению.

Запасы усталостной прочности по изгибу и кручению определяются по зависимостям [4]

; (10)

, (11)

где , - пределы выносливости при изгибе и кручении,

, - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений,

, - средние нормальные и касательные напряжения,

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении,

, - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии циклов напряжений при изгибе и кручении,

- фактор качества поверхности,

- масштабные факторы при изгибе и кручении.

Расчет на выносливость быстроходного вала-шестерни.

Расчет выполняется для наиболее опасного сечения вала, находящегося в середине шестерни.

Амплитуда цикла нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу, определяется по зависимости

,

где Ми1 - максимальный изгибающий момент в расчетном сечении, Ми1 = 52,73·103 Н·мм;

Wx1 - осевой момент сопротивления сечения вала-шестерни, равный

.

После подстановки значений получаем

.

Амплитуда цикла касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу,

,

где Т1 - вращающий момент на валу, Т1 = 44,1·103 Н·мм;

Wр1 - полярный момент сопротивления сечения вала-шестерни, равный

.

После подстановки значений получаем

.

Средние нормальные напряжения определяются по зависимости

,

где диаметр вала в расчетном сечении принят равным диаметру окружности впадин шестерни df1 = 31,655 мм.

Средние касательные напряжения численно равны амплитудной составляющей касательных напряжений, т.е. .

Пределы выносливости при изгибе и кручении равны [4]:

;

,

где - предел прочности материала вала, для стали 40Х = 950 МПа.

Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии циклов напряжений при изгибе и кручении для легированной стали равны [10]:

; .

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении , считая, что зубья шестерни подобны эвольвентным шлицам, принимаются равными [10]:

; .

Значения масштабных факторов при изгибе и кручении для легированной стали при df1 = 30,655 мм [10]:

; .

Фактор качества поверхности принимается равным [10]:

= 0,73.

Подставляя значения параметров в формулы (10), (11) и (9), получаем:

;

;

.

Расчет на выносливость тихоходного вала.

Расчет выполняется для наиболее опасного сечения вала, определенного в п.п.5.1.2 (сечение вала под колесом).

Амплитуда цикла нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу,

,

где Ми1 - максимальный изгибающий момент в расчетном сечении, Ми1 = 62,31·103 Н·мм;

Wx2 - осевой момент сопротивления сечения вала, равный [8] для d = 50 мм - с учетом шпоночного паза (шпонка по ГОСТ 23360-78, для которой ширина паза b = 16 мм, глубина паза на валу t1 = 6,0 мм)

.

После подстановки значений получаем

.

Амплитуда цикла касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу, определяется по формуле:

,

где Т2 - вращающий момент на валу, Т2 = 209,4·103 Н·мм;

Wр2 - полярный момент сопротивления сечения вала, равный [8]

.

После подстановки значений получаем

.

Средние нормальные напряжения, найденные без учета ослабления вала шпоночным пазом, определяются по зависимости

.

Средние касательные напряжения .

Пределы выносливости при изгибе и кручении равны [4]:

;

,

где - предел прочности материала вала, для стали 45 = 850 МПа.

Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе и кручении определены в п.п.5.2.1:

; .

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (концентратор напряжений - шпоночный паз) [10]:

; .

Значения масштабных факторов при изгибе и кручении для углеродистой стали при d = 50 мм [10]:

; .

Фактор качества поверхности (обточка чистовая, b = 850 МПа) [10]: = 0,9.

Подставляя значения параметров в формулы (10), (11) и (9), получаем:

;

;

.

6. Расчет подшипников качения

Основной причиной выхода из строя подшипников качения является усталостное разрушение (выкрашивание) их рабочих поверхностей, а основным критерием работоспособности подшипника является его паспортная динамическая грузоподъемность С, указанная в каталоге. У правильно подобранного подшипника должно соблюдаться условие:

,

где - расчетная динамическая грузоподъемность подшипника.

Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника определяется по зависимости [4]

, (12)

где P - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

L - номинальная долговечность подшипника, млн. оборотов;

p - показатель степени, для шариковых подшипников p = 3.

6.1 Расчет подшипников быстроходного вала

При разработке эскизной компоновки для быстроходного вала были приняты радиальные шариковые подшипники легкой серии 206, для которых динамическая грузоподъемность С = 15,3 кН, статическая грузоподъемность С0 = 10,2 кН [4].

Номинальная долговечность подшипника [4]

,

где n - частота вращения вала, n = n1 = 1455 об/мин;

t - общее число часов работы подшипника, t = 20000 ч.

Подставив значения параметров, получим:

.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется по формуле [4]

, (13)

где , - радиальная и осевая нагрузка на подшипник,

X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки,

V - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;

- коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке ;

- температурный коэффициент; при рабочей температуре t < 125C .

Радиальная и осевая нагрузки на подшипник определяются для наиболее нагруженной опоры. В данном случае это опора А (см. рис. 5), воспринимающая одновременно радиальную и осевую нагрузку. Обозначим ее цифрой 2 (рис.7).

Рис. 7. К расчету подшипников быстроходного вала

Радиальная Fr2 и осевая Fa2 нагрузки на опору 2:

где Fa - осевое усилие в зацеплении, RAx, RAy - составляющие реакций в опоре А в горизонтальной и вертикальной плоскости.

Для определения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузки необходимо найти коэффициент осевого нагружения

.

Поставляя значения С0 и Fa2, находим

.

Этой величине соответствует значение коэффициента осевого нагружения [4]

.

Далее определяется отношение

.

В этом случае коэффициенты радиальной и осевой нагрузки будут равны [4]

Подставив значения параметров в формулу (13), получим

.

Подстановка значений P и L в формулу (12) дает

.

Условие подбора подшипников не может быть выполнено, так как

.

Проведем аналогичные расчеты для шариковых радиальных однорядных подшипников средней серии 306, для которых динамическая грузоподъемность С = 22 кН, статическая грузоподъемность С0 = 15,1 кН [4]:

.

Этой величине соответствует значение коэффициента осевого нагружения [4]

.

Далее определяется отношение

.

В этом случае коэффициенты радиальной и осевой нагрузки будут равны [4]

Подставив значения параметров в формулу (13), получим

.

Подстановка значений P и L в формулу (12) дает

.

Условие подбора подшипников выполнено, так как

.

6.2 Расчет подшипников тихоходного вала

При разработке эскизной компоновки для тихоходного вала были приняты радиальные шариковые подшипники легкой серии 208, для которых С = 25,6 кН; С0 = 18,1 кН [4].

Проверка подшипников выполняется по методике, изложенной в п.п. 6.1.

Номинальная долговечность подшипника

.

Как и для подшипников быстроходного вала, принимаем коэффициент вращения V = 1, коэффициент безопасности , температурный коэффициент .

Радиальная и осевая нагрузки на подшипник определяются для наиболее нагруженной опоры D (см. рис. 6), воспринимающей одновременно радиальную и осевую нагрузку. Обозначим ее цифрой 2 (рис. 8).

Рис. 8. К расчету подшипников тихоходного вала

Радиальная Fr2 и осевая Fa2 нагрузки на опору 2:

где Fa - осевое усилие в зацеплении, RDx, RDy - составляющие реакций в опоре D в горизонтальной и вертикальной плоскости.

Отношению Fa2 к С0

соответствует значение коэффициента осевого нагружения [4]

.

Отношение

,

а коэффициенты радиальной и осевой нагрузки в этом случае будут равны [4]

Подставив значения параметров в формулу (13), находим эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник

.

Подстановка значений P и L в формулу (12) дает

.

Условие подбора подшипников выполнено:

.

7. Расчет шпоночных соединений

7.1. Расчет шпоночного соединения вала с колесом

По диаметру вала под колесом d = 50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78, ширина которой b = 16 мм, высота h = 10 мм, глубина паза вала t1 = 6,0 мм (рис. 9).

Рис. 9. К расчету шпоночных соединений

Минимальная рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие ее боковых граней [8]

, (14)

где - допускаемое напряжение на смятие; при стальной ступице [8].

Подставляя значения параметров в формулу (14), получаем

.

Полная длина шпонки со скругленными торцами равна

.

Длина ступицы при отношении

принимается равной ширине венца зубчатого колеса, т.е. .

Конструктивную длину шпонки принимаем из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78.

Таким образом, шпонка для соединения вала с колесом - 16х10х45 ГОСТ 23360-78.

7.2 Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой

По диаметру конца входного вала d = 25 мм (см. п.п. 4.1) подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами: b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4 мм.

Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала

,

где lк вала = 42 мм - длина конца вала, принятая при эскизной компоновке в п.п. 4.1.

Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами

.

Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки по зависимости [8]

.

Так как условие прочности шпонки длиной lp = 24 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78: .

Таким образом, шпонка для соединения входного вала с муфтой - 8х7х32 ГОСТ 23360-78.

7.3 Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи

По диаметру конца выходного вала d = 32 мм (см. п.п. 4.1) подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами: b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм.

Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала

,

где lк вала = 58 мм - длина конца вала, принятая при эскизной компоновке в п.п. 4.1.

Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами

.

7.3.4. Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки [8]

.

Так как условие прочности шпонки длиной lp = 40 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78: .

Таким образом, шпонка для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи - 10х8х50 ГОСТ 23360-78.

8. Конструирование деталей редуктора

8.1 Конструирование зубчатых колес

Конструирование шестерни

Шестерня выполняется заодно целое с валом. Ее размеры определены в п.п. 3.1: d1 = 36,655 мм; da1 = 40,655 мм; df1 = 31,655 мм; b1 = 50 мм.

Конструирование колеса.

Колесо плоское штампованное. Размеры зубчатого венца определены в п.п. 3.1: d2 = 187,345 мм; da2 = 191,345 мм; df2 = 182,345 мм; b2 = 45 мм. Остальные конструктивные элементы колеса ( рис. 10) определяются по рекомендациям [5]:

- толщина обода

;

- толщина диска

;

- внутренний диаметр обода

;

- диаметр ступицы

;

- длина ступицы при отношении

равна ширине зубчатого венца ;

- штамповочные уклоны ;

- радиусы закруглений

;

- фаски на торцах зубчатого венца

;

- фаски на углах обода

;

- фаски посадочной поверхности ступицы при диаметре вала мм

.

Рис. 10. Конструктивные элементы плоского штампованного колеса

Допуски формы и расположения поверхностей назначаются по рекомендациям [4]:

- допуск цилиндричности посадочной поверхности

Т = 0,3·t = 0,3·0,025 = 0,0075 мм,

где t - допуск размера отверстия; для мм и 7 квалитета точности - .

Округляя Т до значения из ряда нормальных линейных размеров, получаем

Т = 0,008 мм;

- допуск параллельности Т и симметричности Т шпоночного паза

Т = 0,6·tшп = 0,6·0,043 = 0,0258 мм,

Т = 2·tшп = 2·0,043 = 0,086мм,

где - допуск ширины шпоночного паза, равный для шпонки шириной и 9 квалитета точности.

Округляя Т и Т до значений из ряда нормальных линейных размеров, окончательно получаем Т = 0,025 мм, Т = 0,8 мм.

Допуски параллельности торцев колеса Т = 0,06 мм и радиального биения поверхности вершин зубьев Т = 0,08 мм назначены по рекомендациям [5].

Для оформления таблицы параметров зубчатого венца рабочего чертежа колеса необходимо выполнить расчет одного из размеров для контроля взаимного положения разноименных профилей зубьев (измерительного размера). Выполним расчет длины общей нормали [1].

Расчетное число зубьев в длине общей нормали для нормальных зубчатых колес определяется по зависимости

,

где z2 - число зубьев колеса, z2 = 92.

Действительное число зубьев в длине общей нормали - округленное до ближайшего целого числа значение , т.е. .

Расчетная длина общей нормали колеса определяется по зависимости

где inv = tg - - инволюта угла ( в радианах), - угол профиля исходного контура; по ГОСТ 13755-81 = 20, inv20 = tg 20 - 20·3,14/180 = 0,014904;

x2 - коэффициент смещения колеса, x2 = 0.

Наименьшее EWmin и наибольшее EWmax отклонения длины общей нормали определяются по ГОСТ 1643-81 и составляют: EWmin = - 0,14 мм; EWmax = - 0,28 мм.

Для косозубых колес должно выполняться условие обеспечения возможности измерения длины общей нормали [1]

, (**)

где b - основной угол наклона зуба, b = 10,183 (см. п.п. 3.3).

Подставляя значения параметров, получаем

.

Условие (**) выполнено.

8.2 Конструирование тихоходного вала

Конструирование тихоходного вала редуктора выполняется по рекомендациям [4], [5], [6].

Конструктивная длина вала

, (15)

где - длина выходного конца вала, (см. п.п. 4.1);

- длина участка вала диаметра ;

- зазор между внутренней стенкой корпуса и подшипником, (см. п.п. 4.1);

- зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса, определяемый при разработке эскизной компоновки, = 7,5 мм;

- длина ступицы колеса, = 45 мм (см. п.п. 8.1.2);

- ширина подшипника, = 18 мм (см. п.п. 4,1);

- размер фаски выходного конца вала, = 2 мм (ГОСТ 12080-66).

Длина участка вала диаметра определяется по формуле

, (16)

где - размер гнезда подшипника;

- толщина прокладок под крышки подшипников, принимаем = 2 мм;

- толщина фланца крышки;

- расстояние между крышкой и уступом на валу.

Размер гнезда подшипника

, (17)

где - толщина стенки корпуса;

- ширина фланца.

Толщина стенки корпуса определяется по зависимости

.

Рекомендуется принимать ; принимаем .

Ширина фланца ,

где - диаметр болтов соединяющих фланцы корпуса и крышки редуктора, определяется по формуле

,

где - диаметр фундаментных болтов для закрепления редуктора на раме.

Диаметр фундаментных болтов

.

Принимаем .

Тогда диаметр болтов, соединяющих фланцы корпуса и крышки редуктора,

,

и расчетная ширина фланца

.

Конструктивно принимаем .

Подставляя значения параметров в формулу (17), получаем

.

Расстояние между крышкой и уступом на валу

.

Принимаем: .

Толщина фланца привертной крышки определяется по диаметру отверстия в корпусе под подшипник. Для подшипника 208 с толщина фланца крышки .

Подставляя значения параметров в формулу (16), находим

.

После подстановки значений параметров в формулу (15) определяем конструктивную длину тихоходного вала

.

Расчет допусков формы и расположения поверхностей выполнен по рекомендациям [4].

8.3 Конструирование подшипниковых узлов

Выбор типа подшипников и их проверка по динамической грузоподъемности выполнены, соответственно, в п. 4 и п. 6 и окончательно приняты: радиальные шариковые подшипники средней серии № 306 - для быстроходного вала и легкой серии № 208 - для тихоходного вала.

Принята схема установки подшипников "враспор". Торцы внутренних колец подшипников быстроходного вала упираются в буртики на валу. Торцы внутренних колец подшипников тихоходного вала с одной стороны упираются в буртик вала, а с другой - в распорную втулку. Торцы наружных колец упираются в торцы привертных подшипниковых крышек, закрепленных в корпусе болтами. Регулирование подшипников осуществляется набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными прокладками под фланцы глухих крышек.

При конструировании подшипниковых крышек определяющим является наружный диаметр D подшипника. В зависимости от диаметра D определяются размеры привертных крышек.

Подшипник быстроходного вала имеет диаметр D = 72 мм. Толщина стенки , диаметр и количество болтов крепления крышки к корпусу: , . Размеры других конструктивных элементов крышки приняты по рекомендациям [4].

У тихоходного вала D = 80 мм. Толщина стенки , диаметр и количество болтов крепления крышки к корпусу: , . Размеры других конструктивных элементов приняты по рекомендациям [4].

Для уплотнения валов в сквозные крышки подшипников с отверстиями для выходных концов валов устанавливаются резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, соответственно в крышках предусмотрены заходные фаски.

8.4 Конструирование элементов корпуса редуктора

Корпус служит для закрепления в нем деталей редуктора и защиты зубчатых колес и подшипников от грязи. Корпус редуктора - разъемный, состоящий из литых чугунных картера и крышки. Для удобства обработки плоскость разъема, проходящая через оси валов, располагается параллельно плоскости основания корпуса. Для образования соединения плоскость разъема оформляется фланцами и бобышками.

Крышка корпуса крепится к основанию болтами с наружной шестигранной головкой и гайками. Для облегчения разъединения крышки с корпусом редуктора во фланце крышки предусмотрены два отверстия для отжимных болтов.

В верхней части крышки корпуса расположено закрытое крышкой смотровое отверстие (люк), предназначенное для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации, а также для заливки масла. К смотровой крышке приварена пробка-отдушина, служащая для сообщения внутренней полости корпуса с внешней средой и предотвращения, таким образом, повышения давления внутри редуктора.

Для слива загрязненного продуктами износа масла в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Под пробку установлена уплотняющая прокладка из паронита. Для наблюдения за уровнем масла используется жезловый маслоуказатель.

Для подъема и транспортировки редуктора предусмотрены проушины в крышке корпуса.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в нем зубчатых колес и подшипников. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора, смотровой крышки, сливной пробки, жезлового маслоуказателя определены по рекомендациям [4], [5], [6].

9. Выбор способа смазки, марки и количества масла

Для смазывания передач при окружной скорости вращения зубчатых колес 0,3 м/c < V < 12,5 м/с рекомендуется применять картерную смазку [4]. В корпус редуктора масло заливают так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Кинематическая вязкость масла определяется в зависимости от значений контактных напряжений и скорости вращения колес V в полюсе зацепления. При и кинематическая вязкость масла [4].

Марка масла определяется в зависимости от значения кинематической вязкости: при рекомендуется использовать масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75 [4].

Наименьший и наибольший уровни погружения зубчатого колеса редуктора в масляную ванну [4]: , .

Количество масла, заливаемого в картер, Vм определяется из соотношения (0,2…0,3) л на 1 кВт передаваемой мощности [2]. Для проектируемого редуктора получаем

.

С другой стороны, при данном размере площади основания картера редуктора, а также при определенном выше диапазоне уровней масла получим возможный объем масляной ванны:

где Амв - площадь картера редуктора, размеры которого известны из компоновочного чертежа: L = 2,81 дм, B = 0,6 дм.

Амв= L*B = 2.81*0.6=1,7 дм2.

что больше максимального значения. Так как угловая скорость вращения колеса небольшая, допускается погружать колесо на большую глубину. Соответственно, принимаем минимальный необходимый объем масла Vм = 1,2 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, которым смазываются детали передачи. При окружной скорости вращения колес брызгами масла покрываются все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.