4.Конструктивні розміри шестерень і зубчастих коліс

Ведучий вал:

Шестерню виготовляємо за одне ціле із валом; її розміри d₁=43,86мм; d_a1=47,86мм; b₁=52мм;

Ведений вал:

Колесо: d₂=260,14м; d_a2=210,14мм; b₂=50мм. Товщина обода = Приймаємо 8мм;

5. Конструктивні розміри корпуса редуктора

- товщина стінки корпуса і кришки:

=0,025а_w+3= мм; приймаємо 8мм.

- товщина верхнього пояса (фланця) корпуса:

b = = =12мм.

- товщина нижнього пояса кришки корпуса:

b₁ = = =12мм.

- товщина нижнього пояса корпуса:

P = =18,8мм.

- товщина ребер основи пояса корпуса:

m = мм; приймаємо 6мм.

- товщина ребер кришки:

m = мм; приймаємо 8мм.

- діаметр фундаментальних болтів:

d₁ = мм; приймаємо болт з різьбою М16.

- діаметр болтів у підшипниках:

d₂= _мм; приймаємо М12.

- діаметр болтів з′єднуючих кришку з корпусом:

d₃ = мм; приймаємо М8.

Перевірка довговічності підшипників

Ведучий вал.

Реакції опор:

в площині хz:

в площині уz:

Сумарні реакції в опорах становлять:

R₁ = R₂ =

Довговічність редуктора h = 30000год; робоча температура підшипників до 60 ْС. Внаслідок відсутності осьової сили, орієнтовно призначаємо кульковий підшипник легкої серії 207, що має: D = 72 мм; В = 17 мм; базову статичну вантажність С₀ =13,7кН; базову динамічну вантажність С = 25,5кН.

Розрахункове еквівалентне навантаження:

R =XVR_r1 = =864Н

де – X=1 - для радіально кулькового підшипника у випадку відсутності осьового навантаження; V=1–коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); =1,2-коефіцієнт безпеки для короткочасних перевантажень до 150%; = 1 – температурний коефіцієнт.

З врахуванням режиму навантаження протягом терміну служби

R_E = K_E R = = 691Н

Довговічність підшипника.

Розрахункова довговічність для 90% - ї надійності а₁ = 1 і для звичайних умов експлуатації радіальних підшипників, кулькових а₂ =0,7.

L = а₁ а₂ 35180 млн.об.

Розрахункова довговічність підшипника в год.

L_h = = =613 10³ год.- що є дещо більше від довговічності редуктора та задовольняє вимоги щодо довговічності підшипників.

Ведений вал.

Реакції опор:

в площині хz:

в площині уz:

Сумарні реакції в опорах становлять:

R_r3 =

Довговічність редуктора h = 30000год; робоча температура підшипників до 60 ْС. Вибираємо кульковий підшипник середньої серії 308, що має: D = 80 мм; В = 18 мм; базову статичну вантажність С₀ =17,8кН; базову динамічну вантажність С = 32,0кН.

Розрахункове еквівалентне навантаження:

R =XVR_r4 = = 864Н

де - X=1- для радіально кулькового підшипника у випадку відсутності осьового наванта-ження; V = 1 – коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); = 1,2 – коефіцієнт безпеки для короткочасних перевантажень до 150%; = 1 – температурний коефіцієнт (t< 100ْC).

З врахуванням режиму навантаження протягом терміну служби

R_E = K_E R = = 709 Н

Довговічність підшипника.

Розрахункова довговічність для 90% - ї надійності а₁ = 1 і для звичайних умов експлуатації радіальних підшипників, кулькових а₂ =0,7.

L = а₁ а₂ 64350млн.об.

Розрахункова довговічність підшипника в год.

L_h = = = 3537·10³ тис.год.- що є дещо більше від довговічності редуктора та задовольняє вимоги щодо довговічності підшипників.

Розрахунок валів на витривалість

Ведучий вал.

Необхідні механічні характеристики матеріалу вала.

Границі витривалості:

= 0,45 598 = 257 МПа;

= 0,25 257 = 149 МПа.

де – - границя міцності, МПа.

Вихідні параметри: Т₁ = 32,53 Нм; d = 28мм; b = 8мм; t₁ = 4мм.

Осьовий і полярний моменти опору перерізу вала:

Wo =

W_{к.нетто} =

де d – діаметр вала, мм.; t₁ – глибина паза в валі, мм.

Середні та амплітудні напруження циклу:

де Т₁ – обертальний момент; W_{к.нетто} - полярний моменти опору перерізу вала.

де - згинальний момент; Wо - осьовий момент опору перерізу вала.

Згинальні моменти в перерізі вала

Сумарний згинальний момент

Коефіцієнти запасу міцності:

де - = 1,6;– ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля шпонкового паза; = 0,85 – коефіцієнт впливу розмірів поперечного перерізу вала; - коефіцієнт чутливості матеріалу вала до асиметрії циклу нормальних напружень;

де - = 1,5 – ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля шпонкового паза; = 0,73 – коефіцієнт впливу розмірів поперечного перерізу вала; - коефіцієнт чутливості матеріалу вала до асиметрії дотичних напружень; - середні та амплітудні напруження циклу.

S = 5,36

Отже, міцність вала в перерізі забезпечено, оскільки S = 5,36 > = 1.5...2,5.

Ведений вал.

Місце під зубчасте колесо.

Необхідні механічні характеристики матеріалу вала.

Границі витривалості:

= 0,45 598 = 257 МПа;

= 0,25 257 = 149 МПа.

де – - границя міцності, МПа.

Вихідні параметри: Т₂ = 97,3 Нм; d = 50мм; b = 16мм; t₁ = 6мм.

Згинальні моменти в перерізі вала

Сумарний згинальний момент

Осьовий і полярний моменти опору перерізу вала:

Wo =

Wp =

де d – діаметр вала, мм.; t₁ – глибина паза в валі, мм.

Середні та амплітудні напруження циклу:

де Т₃ – обертальний момент; Wp - полярний моменти опору перерізу вала.

де - згинальний момент; Wо - осьовий момент опору перерізу вала.

Коефіцієнти запасу міцності:

де - = 1,6;– ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля шпонкового паза; = 0,81 – коефіцієнт впливу розмірів поперечного перерізу вала; - коефіцієнт чутливості матеріалу вала до асиметрії циклу нормальних напружень

де - = 1,5 – ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля шпонкового паза; = 0,7 – коефіцієнт впливу розмірів поперечного перерізу вала; - коефіцієнт чутливості матеріалу вала до асиметрії дотичних напружень; - середні та амплітудні напруження циклу.

S =

Отже, міцність вала в перерізі забезпечено, оскільки S = 22 > = 1.5...2,5.

Підбір і перевірка шпонкових з’єднань

Вибираємо шпонки призматичні з округленим торцем. Розміри перерізів шпонок, пазів і довжини шпонок вибираємо по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок – сталь 45 – нормалізована.

Напруження зминання і умова міцності визначаємо за формулою:

де - - допустиме напруження зминання, при стальній ступиці =100 120МПа;

Т – крутний момент , Нм;

d – діаметр вала, мм;

h – висота шпонки. мм;

b – ширина шпонки, мм;

t₁ – глибина паза в валі, мм;

l – довжина шпонки, мм.

Ведучий вал.

Шпонка під муфту: d=28мм; b h=8 7 ; t₁ = 4мм; t₂ = 3,3мм – глибина паза втулки ( в даному випадку в шестерні чи зубчастому колесі); l = 40мм; момент на ведучому валі Т₁ = 32,53

= 24,2МПа<

Ведений вал.

Шпонка під зубчастим колесом: d=50мм; b h=16 10; t₁ = 6мм; t₂ = 4,3мм - глибина паза втулки ( в даному випадку в шестерні чи зубчастому колесі); l = 45мм; момент на ведучому валі Т₂ = 97,3

=33,5МПа<

Умова < виконується.

Шпонка на вихідному кінці під муфту: d=30мм; b h=10 8;t₁ = 5мм; t₂ = 3,3мм - глибина паза втулки ( в даному випадку в шестерні чи зубчастому колесі); l = 50мм; момент на ведучому валі Т₂ = 97,3

=54МПа<

Умова < виконується.

Вибір мащення для зубчастих коліс і підшипників

Змазування зубчастого зачеплення проходить занурення зубчастого колеса в масло, залите в середину корпуса до рівня забеспечуючого зануренням колеса приблизно до 10 мм. Об’єм масляної ванни визначається із розрахунку 0,25 .

Вибираємо в’язкість масла, При контактних напругах і швидкості V = 2,39 м/с рекомендуюча в’язкість масла повинна бути приблизно рівна 28 м²/с.

Кінематична в’язкість 28 м²/с при кутовій швидкості V = 2,39 м/с, по таблиці приймаємо масло індустріальне И – 30А(по ГОСТ 20799 – 75). Камери підшипників заповнюємо змащувальним матеріалом УТ – 1, періодично поповнюємо його закладаючи безпосередньо до підшипника , відкриваючи при цьому кришку.

Бібліографічний список

1.Малащенко В.О.,Янків В.В. „ Деталі машин. Курсове проектування”; Навчальний посібник – Львів : Новий Світ –2000; 2004 – 232с.

2.Токарський Ю.М., Янків В.В. Механічні передачі. Розрахунок та конструювання. Навчальний посібник. Львів: Новий Світ – 2000;2004р -152с.

3.Чернавський С.А. Курсове проэктирование деталей машин.– Машиностроение, 1987 -416с.