Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [σF]/ YF для него меньше.

Подставив данные в формулу (27) получим:

σ_F2= = = 63,8(МПа)

условие прочности зубьев выполняется т.к. 63,8 МПа < 206 МПа.

 

3 Предварительный расчет валов

 

3.1 Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле:

d₁≥ , (34)

где [τ_K]-допускаемое напряжение на валу, Т – вращающий момент на валу.

 

3.2 Ведущий вал (рис.2.).

Для ведущего вала примем [τ_K]=20 МПа. После подстановки получим:

d_В1≥ = 23,7 (мм)

Диаметр вала двигателя d_дв=38 мм. Для соединения вала двигателя с валом редуктора d_В1=0,8 d_дв=0,8·38=30,4 мм.

Примем d_В1=32мм.

Принимаем диаметр под уплотнение dy1=38 мм,

под подшипники d_П1=40 мм.

Рисунок 2 – Конструкция ведущего вала

 

3.3 Ведомый вал (рис.3).

 

Для ведомого вала примем [τ_K]=20 МПа.

После подстановки получим:

d_В2≥ = 37,7 (мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 38 мм,

диаметр под уплотнение dy2=42 мм, под подшипники d_П2=45 мм, диаметр под шевронное колесо d_К2=50 мм.

Рисунок 3 – Конструкция ведомого вала

4 Конструирование элементов зубчатой передачи

 

4.1 Шестерня

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ее основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a1=52,2мм, ширина b₁=70 мм, делительный диаметр d1=48,2 мм.

 

4.2 Колесо

Колесо кованое.

Его основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a2=205,8мм, ширина b₂=65 мм, делительный диаметр d2=201,8 мм.

Диаметр ступицы определим по формуле:

d_ст= 1,6·d_к2, (35)

где d_дк2-диаметр под колесо ведомого вала. После подстановки получим:

d_ст= 1,6·50=80(мм)

Длину ступицы примем равной ширине зубчатого венца:

L_ст=(1,2…1,5) d_к2. (36)

После подстановки получим:

L_ст=(1,2…1,5) 50=60…75 (мм)

Применяем L_ст=70мм.

Толщину обода определим по формуле:

δ₀=(2,5…4)m_n. (37)

После подстановки получим:

δ₀=(2,5…4)·2=5…8 (мм)

Принимаем δ₀=8 (мм).

Толщину диска С определим по формуле:

C=0,3b2. (38)

После подстановки получим:

C=0,3∙65=19,5 (мм)

Примем С=20 (мм).

Рисунок 4- Конструкция зубчатого колеса

5 Конструирование корпуса редуктора

 

5.1 Определим толщину стенок корпуса и крышки редуктора по формулам:

δ=0,025· а_ω +1; (39)

δ₁=0,02· а_ω +1. (40)

После подстановки для корпуса и крышки соответственно получим:

 

δ=0,025·125+1=4,1 (мм)

δ₁=0,02·125+1=3,6 (мм)

 

Принимаем толщину стенок корпуса δ=8 мм,

толщину стенок крышки δ₁=8 мм.

 

5.2 Толщину фланцев (поясов) редуктора определим из формул:

верхнего пояса корпуса:

b=1,5·δ; (41)

пояса крышки:

b₁=1,5·δ₁; (42)

нижнего пояса редуктора:

p=2,35·δ. (43)

После подстановки соответственно получим:

 

b=1,5·8=12 (мм)

b₁=1,5·8=12 (мм)

p=2,35·8=19 (мм)

Принимаем p=20 мм.

 

5.3 Определим диаметры болтов:

фундаментальных:

d₁=(0,03…0,036)· а_ω +12 (44)

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂=(0,7…0,75)· d₁; (45)

соединяющих крышку с корпусом:

d₃=(0,5…0,6)· d₁. (46)

После подстановки соответственно получим:

d₁=(0,03…0,036)·125+12=15,7…16,5 (мм)

Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.

d₂=(0,7…0,75)·16

Принимаем болты с резьбой М12.

d₃=(0,5…0,6)· 16

Принимаем болты с резьбой М10.

6 Первый этап компоновки редуктора

 

Компоновочный чертеж выполняем на листе формата А1 (594×841 мм) в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1; чертить тонкими линиями.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную линию, затем две вертикальные – оси валов на расстоянии, а_ω=125 мм.

По найденным размерам в пункте №4 оформляем шестерню и колесо, вычерчиваем их в зацеплении.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса редуктора, приняв зазоры:

а) между торцом шестерни и внутренней стенкой редуктора А=1,2·d=1,2·8=9,6мм.

Принимаем А=10 мм.

б) от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки редуктора А=d=8 мм.

в) между наружным кольцом подшипника ведущего вала внутренней стенкой редуктора А=d=8 мм.

По таблице П3 [2] предварительно намечаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=40мм и dп2=45мм. Характеристики подшипников представим в виде таблицы:

Таблица 2-характеристики подшипников.

 

Условное обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
				16,8	9,3
				21,2	12,2

 

Наносим габариты подшипников ведущего вала, предварительно наметив расстояния от торца подшипника y=10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Замером определим расстояния: от средней линии редуктора до средней линии подшипников ведущего вала l₁=65мм, от средней линии редуктора до средней линии подшипников ведомого вала l₂=65мм.

Примем оканчательно l1= l2=65 мм.

 

 

7 Выбор подшипников и расчет их долговечности

7.1 Ведущий вал (рис.5)

Из предыдущих расчетов известно:

а) Силы действующие в зацеплении: окружная F_t=2158 Н;

радиальная F_r=900 Н осевая F_a=0 Н.

б) первый этап компоновки редуктора дал: l₁=65 мм.

 

Реакции опор (левую опору обозначим индексом “1”)

7.1.1 Плоскость xz:

R_x1=R_x2= . (47)

После подстановки получим:

R_x1=R_x2= = 1079 (Н)

7.1.2 Плоскость yz:

R_y1= (48)

После подстановки получим:

R _y1= ≈ 450 (Н)

R_y2= (49)

После подстановки получим:

R_y2= ≈ 450 (H)

Проверка: R_y1 + R_y2 – Fr = 450+450 – 900=0

 

7.1.3 Суммарные реакции определим по формуле:

P_r1= . (50)

P_r2= . (51)

После подстановки получим:

P_r1= ≈ 1169 (Н)

P_r2= ≈ 1169 (Н)

 

7.1.4 Намечаем радиальные шарикоподшипники 108: d=40мм; D=68мм; B=15мм; C=16,8 кН; C0=9,3 кН.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_э=V∙F_r1∙К_б∙К_т (52)

В которой радиальная нагрузка F_r1= 1169 Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1;

по таблице 9.19 К_б=1,3;

по таблице 9.20. температурный коэффициент К_т=1.

Р_э =1169∙1∙1∙1,3≈1520Н

7.1.5 Определим расчетную долговечность по формуле (53) млн.об., по формуле (53) часов:

L= ; (53)

L_h= . (54)

После подстановки получим:

L= ≈ 1350 млн.об.

L_h= ≈16·10³ (часов)

Расчетная долговечность приемлема.

 

7.1.6 Определяем изгибающие моменты:

 

М_х1=0, М_х2=R_y1l₁=450·0,065=29,3(H·м), M_x3=0,

 

M_x2=R_y2l₁=450·0,065=29,3(H·м).

 

M_y1=0, M_y2=-R_x1l₁=-1079·0,065=-70,1(H·м), M_y3=0.

 

M_z=F_t1d₁/2=2158·0,0482/2=52 (H·м).

 

 

Рисунок 5– Расчетная схема подшипников ведущего вала

 

7.2 Ведомый вал

Ведомый вал несет такие же нагрузки как ведущий:

а) Силы действующие в зацеплении: окружная F_t=2158 Н;

радиальная F_r=900; осевая F_a=0 Н.

б) первый этап компоновки редуктора дал:

l₂=65 мм.

 

7.2.1 Реакции опор (левую опору обозначим индексом “3”)

Плоскость xz:

R_x3= (55)

R_x4=

После подстановки получим:

R_x3=R_x4= = 1079(Н)

 

Проверка: R_x3+ R_x4-F_t=1079 +1079 -2158=0

 

Плоскость yz:

R_y3= (56)

R_y4= (57)

После подстановки получим:

R_y3= ≈ 450(Н)

R_y4= ≈ -450 (Н)

 

Проверка: R_y3–R_y4 –F_r=450-(-450)-900=0

7.2.3 Суммарные реакции определим по формулам

P_r3= (58)

P_r4= (59)

После подстановки получим:

P_r3= ≈ 1169 (Н)

P_r4= ≈ 1169 (Н)

 

7.2.4 Выбираем подшипники

Радиальные шарикоподшипники 109 легкой серии: d=45мм; D=75 мм; B=16мм; C=21,2 кН; C0=12,2 кН.

 

Эквивалентную нагрузку определим по формуле (52):

Р_э=V∙P_r4∙К_б∙К_т

В которой радиальная нагрузка где P_r4= 1169Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1;

по таблице 9.19 К_б=1,3;

по таблице 9.20. температурный коэффициент К_т=1.

После подстановки получим:

Р_э =1169∙1∙1,3∙1≈1520 (H)

7.2.5 Определим расчетную долговечность по формуле (53) млн.об., по формуле (54) часов. После подстановки получим:

L= ≈ 2713(млн.об.)

L_h= ≈ 13·10⁴(часов)

 

Расчетная долговечность приемлема.

 

7.2.6 Находим изгибающие моменты:

 

М_х1=0, М_х2=-R_y3l₂=-450·0,065=-29,3(H·м), M_x3=0,

 

M_x2=R_y4l₂=-450·0,065=-29,3(H·м).

 

M_y1=0, M_y2=-R_x3l₂=-1079·0,065=-70,1(H·м), M_y3=0.

 

M_z=F_t2d₂/2=2158·0,2018/2=210(H·м).

 

Рисунок 6 – Расчетная схема подшипников ведомого вала

.