2. Определяем кпд редукто-

		ill		ill
	Г"	V		'Г
		x		щ		x
		—1	1 7T7Z ii 1				4

ра. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последователь­но соединенных подвижных звень­ев, т. е. двух пар подшипников качения и зубчатой передачи (рис. 298). Принимая ориентировочно для одной пары подшипников r\i = = 0,99 и для одной пары зубчатых колес г)2 = 0,98, получаем общий КПД редуктора

г\=г)|т]₂=0,99^а.0,98=0,96.

_4-

Рис. 298

3. Определяем требуемую мощ­ность электродвигателя при соеди­нении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвига­теля:

р_{1 =} р_а/т]=9/0,96 = 9,38 кВт.

4. Выбираем электродвигатель. По табл. П61 принимаем асинхронный электро- двигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4A160L6V3. для которого tii — n₉=z965 мин"*¹—расчетная частота вращения; Р₈=11 кВт.

Если принять более быстроходный электродвигатель 4А132М4УЗ, для кото­рого л_э = 1440 мин"**, то передаточное отношение существенно возрастет, что приведет к увеличению параметров передачи, габаритов и массы редуктора.

5. По формуле (16) определяем передаточное отношение редуктора:

i=т/п₂ = 965/195 = 4,95 = и.

6. Вычисляем вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора

74 = 9,55Pi/rtx = 9,55 • 9,38 • 10³/965 = 92,6 Н. м.

II. Выбор марки мате риала у назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений. 1. Используя табл. П21 и П28, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: нормали­зация—для колеса, улучшение—для шестерни.

2. Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам (98) и (101).

По табл. П28 для стали 45, нормализация, НВ180...220: онр = 420 МПа, #//о=Ю^?> о$7> = 1ЮМПа для реверсивной передачи, #/?₀ = 4«10⁶ для колеса; улучшение, HB240...280: ся/> = 600 МПа, N_т= 1,5-10⁷, cfo>=130 МПа для реверсивной передачи, #/7₀ = 4»10^в для шестерни.

Назначая ресурс передачи /_ч^10⁴ ч, по формуле (100) находим число цик­лов перемены напряжений N_HB= Np_B=60t₄n₂^60-10⁴-195 = 11,7.10'.

Так как Nнв> N#₀ и Np_B> Np₀> то значения коэффициентов долговечности [см. формулы (99), (102)] /Ся2.= 1 и Affx = l (см. занятие 8).

Итак, допускаемые напряжения: для колеса

онр = o°hpKhl=420-1 = 420 МПа, с$> = o°_fpKfl =110-1 = 110МПа;

для шестерни

o¹hp = o°hpKhl = 600-1 =600 МПа, oVp=o£pjr_F£= 130-1 = 130 МПа.

III. Определение параметров передачи. I. Параметры закрытых зубчатых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния [см. форму­лу (91)]. Найдем значения коэффициентов, входящих в формулу (91): К_а = 4300 — для стальных косозубых колес (см. табл. П22); коэффициенты ширины колеса %д =0,2.. .0,8 (см. занятие 10). Принимая г|)_Ьа=0,4, получаем

%<* = 0,5г|>_Ьа (и+ 1) =0,5*0,4 (4,95+1) = 1,19.

По табл. П25 Кн& «1,05. Итак,

^{*.>*.(»+!) 1/^^-4300(4,96+1) ]/4,95^°д492206108)^}

= 256-10² J/o,3MO-»^e = 0,173 м.

По СТ СЭВ 229—75 (см. с. 302) принимаем а^=180 мм.

2. По эмпирическому соотношению (94) определяем нормальный модуль:

т_п = (0,01.. .0,02) a_w = (0,01.. .0,02) 180 = (1,8...3,6) мм.

По СТ СЭВ 310—76 (см. табл. П23) принимаем m_n = 2,5 мм.

3. Назначаем угол наклона линии зуба Р и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений р=8...20° принимаем р = 15°. Исполь- зуя формулу (108), получаем

zi = 2a_wcos p/[m„ (и + 1)] =2 - 180-cos 15°/[2,5 (4,95+ 1)] =23,3,

принимаем Zi = 23. Тогда [см. формулу (86)]

z_a = w2₁ = 4,95.23 = 114,1,

принимаем г₂ = 115.

4. Уточняем передаточное число, частоту вращения, угловую скорость тихо- ходного (ведомого) вала и угол наклона линии зуба:

и — z₂/Zi = 115/23 = 5—стандартное;

_Л2 = _Л1/н = 965/5 = 193 мин*¹; ©₂ = шг₂/30 = я-193/30 = 20,2 рад/с.

Из формулы a_w = m_nZ! (w+ 1)/(2 cos Р) получаем

cos Р = /7г_пг_х (и+ \)/(2a_w) =2,5-23 (5+ 1)/(2-180) =0,95833

(значение косинуса угла наклона линии зуба следует вычислять с точностью до пяти знаков) и р=16°35'50".

5. Определяем размер окружного модуля [см. формулу (104)]:

m_t=m_n/cosP = 2,5/cos 16°36'= 2,5/0,95833 = 2,6087 мм.

Вычисленное значение т\ с табл. П23 не согласуется и, конечно, не округ­ляется.

6. По формулам (105), (106), (107) находим делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

di = m_tZi = 2,6087 - 23 = 60,00 мм; d₂ = т&₂ = 2,6087 • 115 = 300,00 мм;

dai = di+2m_n=60,00+2.2,5= d_a2 = d₂ + 2m_n = 300,00+2-2,5 =

= 65,00 мм; =305,00 мм;

<*/i=di—2,5m_n = 60,00—2,5-2,5= dj₂ = d₂—2_y5m_n = 300,00—2,5-2,5 =

= 53,75 мм; =293,75 мм.

7. По формуле (108) уточняем межосевое расстояние:

я«/ = (<*1 + <*2)/2= (60,00+300,00)/2= 180,00 мм.

8. Определяем ширину венца зубчатых колес:

& = ф_аа«, = 0,4.180=72 мм,

принимаем 6₂=72 мм для колеса, #t = 75 мм для шестерни.

IV. Вычисление окружной скорости и сил_у действующих в зацеплении. 1. Опре- деляем окружную скорость и назначаем степень точности передачи:

v = nn_±d 1/6O=я • 965 • 60 • 10 - ³/60 = 3,03 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.

2. Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила

Ft = Рф = 9,38 • 10³/3,03 = 3,09-10³ Н; осевая сила [см. формулу (109)]

F_a =F_t tg р = 3,09-10³ tg 16°3I' = 925 H; радиальная (распорная) сила (см. формулу (110)]

V. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. 1. Определяем коэффициенты, входящие в уравнение (90): Z_H я 1,73 (см. табл. 3) при Р = 16°36^Х, Zm =274-Ю³ Па¹/² (см. табл. П22), Z₈ = /Т^= У 1/1,64 = = 0,78 (см. занятие 10); так как 8р = 6₂ sin Р/(я/и„) = 72-sin 1б⁰36'/(я*2,5) = = 2,62 > 0,9, то по формуле (97)

8а « [1,88—3,2 (l/2r_t+ 1/г₂)] cos р = [1,88—3,2 (1/23+1/115)] cos 16°36' = = [ 1,88—3,2 (0,0435 + 0,0087)] 0,9583 = 1,64;

/0/3 = 1,05 (см. табл. П25), /С_я*/ = 1>03 (см. табл. П26), /Ся_а = 1,0б (см. табл. П24) (табличные значения коэффициентов получены с помощью интерполирования). Коэффициент нагрузки Кн=Кн<хКн$Кну— 1.06.1,05.1,03= 1,14.

2. По уравнению (90) проверяем контактную выносливость зубьев:

=376-10³ У 0,98- 10^е^=374.10^е Па<^ О7/_Р=420 МПа.

3. Определяем коэффициенты, входящие в уравнение (111): Кра =0,91 (см. занятие 10), /С/^э =1,10 (см. табл. П25), Kfv = Whv—2 = 3-1,03—2 = 1,09 (см. примечание 2 к табл. П26).

Коэффициент нагрузки /<>= КраKf$Kfv = 0,9Ь 1,10-1,09 = 1,09.

По формуле (112) вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Zv = Zx/cos³ р = 23/0,95833³ = 26,1; z'v = z₂/cos³ р = 115/0,95833³ = 131.

По табл. П27* интерполируя, определяем коэффициент формы зуба шестерни Y'f « 3,94 при z'_v = 2Q и колеса Y'f « 3,77 при 2^= 131.

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе (см. занятие 8):

ofp/Yf^ 130/3,94 = 33 МПа,

o'fp/yV = 110/3,77 = 29,2 МПа.

Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому про­верку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев колеса.

Значение коэффициента найдем с помощью формулы (113):

= 1 — р°/140° = 1 —16°35'507140° = 1 —0,116 = 0,884,

4. По уравнению (111) проверяем выносливость зубьев при изгибе: _Of=y_fy-_pW₌₌3.77.0.884.1 09.3,09.10»_==62Mna<o>i>

VI. 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 нашок 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 (см. занятие 20): [т_к] = 20.. .40 МПа.

Принимаем [т_к]' = 25МПа для стали 45 (при с/д = 53,75 мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестерней) и [т_к]" = 20 МПа для стали 35, которую назначаем для изготовления тихоходного вала.

1. Для ведущего (быстроходного) вала редуктора при [т_к]'=25МПа из уравнения прочности (193)

r_K^T/W_v = 167У(шР) < [т_к]\

получаем

. \/T~iW7 \f 16-92,6 3/_{IQ Q flA e OA}- _|Л .

В соответствии с рядом /?_а40 (СТ СЭВ 514—77, см. занятие 20) принимаем (/_в1 = 30 мм. Заметим, что в случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20 ... 25%. Диаметр вала запроектированного электродвигателя 4А160ь6УЗ равен 48 мм (см. табл. П62) и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники (рис. 299).

Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение rf{ = 34 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1...3мм для упора торца втулки полу­муфты); диаметр вала под подшипник dp =35 мм.

Диаметр d\¹¹ примем равным 44 мм, чтобы обеспечить высоту упорного бур­тика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликопод­шипника средней серии (см. табл. П63).

Так как диаметр впадин шестерни <fyi = 53,78 мм незначительно превышает диаметр вала под подшипник d{^l=35 мм, то, как уже и указывалось, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

2. Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при Г₂ = iT₁ = 5«92,6 = 463 Н»м без учета КПД передачи

В соответствии с рядом R_a40 принимаем (см. рис. 299): диаметр вала d_B2 = 50 мм, диаметр вала под уплотнение d₂ = 54 мм, диаметр вала под подшипник da¹ =55 мм, диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса d₂ⁿ=60 мм.

3. Конструктивные размеры зубчатого колеса (см. рис. 299): диаметр ступицы d\^V « (1,5... 1,7) d\^u = (1,5... 17) 60 = 90.. .102 мм,

принимаем d₂^V = 95 мм;

длина ступицы /_сх » (0,7... 1,8) d\ⁿ = (0,7... 1,8) 60 = 42... 108 мм; принимаем /_сх=75 мм;

толщина обода б₀ « (2,5.. .4) т_п = (2,5.. .4) 2,5 = 6,25.. .10 мм,

принимаем 6₀=7 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина диска е« (0,2...0,3) &₂ = (0,2...0,3) 72 = 14,4...21,6 мм, принимаем е=18 мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15. ..20мм.

VII. Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора (см. рис. 299 и 302): Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса 6 « 0,025a_w+1.. .5 мм = 0,025-180+ 1.. .5 мм = «=4,5+1...5 мм, принимаем 6 = 9 мм.

Рис. 299

105. Толщина стенки крышки корпуса редуктора 6_Х « 0,02^+ 1.. .5 мм = е= 0,02.180+ 1.. .5 мм = 3,6+ 1.. .5 мм, принимаем 6i = 8 мм.

106. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s « 1,56 = 1,5-9= 13,5 мм, принимаем s = 14 мм.

107. Толщина пояса крышки редуктора Si « 1,56х= 1,5*8= 12 мм, принимаем si= 12 мм.

108. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t « (2.. .2,5) 6 = (2.. .2,5) 9 = = 18...22,5 мм, принимаем / = 20 мм.

109. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора С » 0,856 = 0,85*9 = 7,65 мм, принимаем С = 8 мм.

110. Диаметр фундаментных болтов с/_ф « (1,5.. .2,5) 6 = (1,5.. .2,5) 9= 13,5... ...22,5 мм, принимаем с/ф = 18 мм.

111. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту) /С_а^2,Ыф = 2,Ы8 = 37,8 мм, принимаем/С₂ = 38 мм.

9. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, d_K « « (0,5...0,6)<*_ф = (0,5...0,6) 18 = 9... 10,8 мм, принимаем с/_к=10 мм.

112. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников /C«3d_K = 3« 10 = 30 мм, принимаем /С = 30 мм. Ширину пояса К\ назначают на 2.. .8 мм меньше /С, принимаем /С_х = 25 мм,

113. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшип­ников, rf_K._n да 0,75с/ф = 0,75« 18= 13,5 мм, принимаем d_K>n = 12 мм.

114. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору d_n да да (0,7... 1,4)б = (0,7... 1,4)9 = 6,3. ..12,6 мм, принимаем d£ = dn=10 мм для быстроходного и-тихоходного валов.

115. Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8...16 мм большие значения для тяжелых редукторов.

116. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_RX = = 6. ..10 мм, принимаем d_KC=8 мм.

117. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) d_n >(1,6...2,2) 6 = (1,6. ..2,2) 9 =14,4... 19,8 мм, принимаем d_n._p = 18 мм.

VIII. Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора (см. рис. 299).

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 да (0,5... 1,5) б = (0,5... 1,5) 9 = 4,5. .. 13,5 мм, принимаем у = 8 мм.

Если /_сх > b_lt то у берут от торца ступицы. В нашем случае /„ = ^==75 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 окруж- ностью вершин зубьев колеса и шестерни у_г да (1,5.. .3) 6 = (1,5.. .3) 9 = 13,5... ...27 мм, принимаем */_х = 20 мм.

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора (см. занятие 18) расстояние от окружности d_a2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения ц[ да (3.. .4) б = (3.. .4) 9 = 27.. .36 мм, принимаем у[ = 35 мм.

3. Длины выходных концов быстроходного 1_г и тихоходного /₂ валов опреде- ляют из соотношения / да (1,5. .2) d_B, а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых на эти концы:

/i да (l,5...2)rf_B1 = (l,5...2)30 = 45...60 мм, принимаем /i=50 мм; 1₂ да (1,5... 2) d_B2 — (1,5... 2) 50 = 75. ..100 мм, принимаем /₂ = 85 мм.

4. Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем конические роликоподшипники, воспринимающие как радиальную, так и осевую нагрузку при работе с умеренными толчками.

При значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшип­ники (d\^l =35 мм, a d\^l =55 мм) следует ожидать, что для тихоходного вала подой­дет более легкая серия подшипника, чем для быстроходного. Здесь типоразмеры подшипников намечаются ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъемности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на среднюю серию подшипника для быстроходного и легкую серию для тихоходного валов, по табл. П43 получаем:

cf=rfi^I=35 мм, Dx = S0 мм, Гтах = 23 мм; d = d\^l = 5b мм, £>_а = 100 мм, Гтах = 23 мм. Размер X да 2d_n> принимаем X' = 2dn=2-10 = 20 мм для быстроходного вала; X" = 2dn =2*10 = 20 мм для тихоходного вала.

Размеры /} и l\ ориентировочно принимаем равными 1,5Г_тах: l\ да 1,5Гтах = 1,5-23 = 35,5 мм, принимаем /i = /а = 35 мм при ^тах^^тах-Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни /i¹ да да 8...18 мм, принимаем /" = 12 мм. Размер /j¹¹ да 8...18 мм, принимаем /i¹¹ да да 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала l\^l « 8. ..25 мм,

принимаем /г¹ = 15 мм.

5. Определяем расстояния а± и а₂ 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 точ- ках А и В оси вала (см. рис. 177 и 299):

а) тихоходный вал

02 «</+0,5/_ст = 8+0,5«75 = 45,5 мм,

принимаем д₂=47 мм;

б) быстроходный вал

Я1* /1^! + 0,5^= 12+0,5.75 = 49,5 мм,

принимаем ai=50 мм.

6. Определяем габаритные размеры редуктора (см. рис. 299, 302):

#р « *^,2+4+^тах + #+<ч:т + #+^тах + 4* + 0,5Гта_Х + /i =

= 85+35+23+8 + 75+8+23+15+0,5-23+50 = 333,5 мм, принимаем ширину редуктора В_р = 335 мм;

L_p^Ki+6+y₁+0,5d_a2+a_w+0,5d_ai+y₁+6+Ki = 2(K₁+6+y₁) + + 0,5 (d_a2 + d_al) + a_w = 2 (25+9+20) + 0,5 (305+65) + 180 = 473 мм, принимаем длину редуктора L_p = 475 мм;

Я_р « 6₁+#₁+d_a2 + #i + * = 8+20+305+35+20 = 388 мм, принимаем высоту редуктора #_р=390 мм

7 . Используя рис. 299, разме­ры зубчатой пары и другие ориен­тировочно полученные размеры ре­дуктора, 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,.

Компоновку начинают вычер­чивать с валов, затем вычерчивают зубчатое колесо в зацеплении с шестерней (можно и наоборот), по­том подшипники и т. д.

IX. 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 [см. (199)]

а-1 и 0,43ов = 0,43-820 = 352 МПа.

2. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вы- числяем по формуле (197), принимая [п] =2,2, Ко = 2,2 и £_ри= 1 (см. занятие 20):

^и1-1 = [а-1/([я]/Са)]^_Рн=»[352/2,2-2,2] 1=72,7 МПа.

3. Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и кру- тящих моментов (рис, 300):

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости гОу от сил F_r и F_a:

2М_А = — F_ra_t—f_e0,5cf₁+Y_B*2a±=0; _F_ra₁+0_ibF_ad_i_F_{r t} ^_1170 , 925-60 ₉77_оа₉

2M_B = - Ул^-Fa - 0,5^+=0; У_л = (f_r/2)—F_ad₁/(4a₁) = 585—277=308 H;

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОг от силы Ffi

Х_Л=Х_В = 0,5Р/=0,5«3090=1545Н;

в) для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характер- ных точках (сечениях) Л, С и В;

в плоскости уОг

M_A = M_B=0\ Мё^ев=У_ла₁ = 308.0,050 = 15,4 Н-м; _жправ _{= у}^₁₌₌₈₆₂._{0)050==43>1 HeM}. (M_FrFa)_max=43,l Н-м_#

в плоскости хОг

М_А = М_в = 0; М_с=Х_Аа_х = 1545-0,050=77,3 Н«м; ЛЦ = 77,3 Н-м;

г) крутящий момент 7^, = 7^,₁ = 92,6Н -м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры (рис. 300).

4. Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сече­ния С: суммарный изгибающий момент

М_л = у^М}_гРа+М^ У43,1²+77,3²= V (18,6 + 60) 10² = 88,4 Н.м. Следовательно,

_о _ М_п _32М_И_ 32.88,4 ₌ 32-88,4 _{=5 77 10}._Пг " W_x nd^ я-(53,75-10-³)³ ji.156.10-_Г_.167Ч_ 16-92,6 ₌₂₎₉₉._10вПав

и^р nd^ я.156.10-5. Определяем эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касатель­ных напряжений [см. формулу (196)] и сравниваем его значение с допускаемым:

а_э111=Т/о^+4т_к⁶

⁶

²= /5,77?+4.2,99?= V 32,5 + 35,8 = 8,25 МПа, что значительно меньше [а_и]_1 = 72,7 МПа.

Тихоходный вал. 1. Материал для изготовления тихоходного.вала— сталь 35, для которой по табл. ПЗ при d < 100 мм а_в = 510 МПа и, следовательно, предел выносливости [см. формулу (199)] о. 1« 0,43a_B =0,43-510 = 219 МПа.

2. Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле (197) при [л] = 2,2, Ка = 2,2 и &_ри = 1 (см. занятие 20):

[о_и] -1 = <W([n] /Са^р_И) = [219/(2,2-2,2)] 1 = 45,25 МПа.

3. Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала (рис. 301) и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) .определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОг от сил F_r и F_a:

Ш_А = - F_ra₂—F_a -0,5d₂ + Y_B- 2a₂ = 0; _F_ra₂ + 0,5F_ad₂_F_r F_ad₂ _U70 925-300 _ед-,₁₄₇₁. _9П,_ЛМ. ^Yb~ 2^ —+-4_lr=585+1475 = 2060h;

2M_B = - Y_A-2a₂—F_a -0,5rf₂ + F_ra₂ = 0; Y_A = F_r/2—F_aa\l(Aa₂) = 585—1475 = -890 H;

б) вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости хОг от силы F± (см. рис. 301):

X _А = Х_в = 0,5F_t = 0,5 - 3090 = 1545 Н;

в) находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В: в плоскости уОг

М_А = М_В=0; MS^eB = У_Аа₂ = - 890-0,047 = -41,8 Н -м;

Мр^ав = К_в«_а=2060.0,047 = 97Н.м; (M_{Fn Fa})_max-97 Н-м;

в плоскости хОг

М_А = М_в = 0; М_с = Х_ла₂ = 1545.0,047 = 72,6 Н. м; ЛЦ = 72,6 Н-м.

Суммарный изгибающий момент в сечении С

^{X = YM2Fn Fa + Mlt=VW+72&= Y(94,6+53) 102=121,5 Н-м;}

г) крутящий момент

7¹ = Г₂ = 463 Н-м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры (рис. 301).

4. Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения в опасном сечении С.

о„ =

Диаметр вала в опасном сечении d\^ll = 60 мм ослаблен шпоночной канавкой. Поэтому в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8.. .10% dl¹¹. Принимая 4=55 мм—расчетный диаметр вала в сечении С, получаем

М_и 32М_И 32.121,5-10³ 32-121,5 _п „_{ос АДГТ}

— -=7,425 МПа,

Т .

я-55³ я-167

я-5516Г₂ 16.463.1014 МПа.

проверим по см. формулу

5 . Прочность вала III теории прочности (196)]:

= }/7,425² +4-14= 20,95 МПа,

^9111 = ^0^+4^ =

1^55,2 + 384 =

меньше [а_и]—i=

.В &

M_F*72,6H-M_s

С В *

что значительно = 45,25 МПа.

А

П ри полученных невысоких зна­чениях расчетных напряжений валы имеют высокие значения коэффициен­та запаса прочности, а потому про­верку их жесткости по формулам (201), (202) можно не выполнять.

X. 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 d_Bl = 30 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку ЬXh = 8x7 мм. Длину шпонки при­нимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала /х = 50 мм на 3...10 мм и находилась в границах предельных разме­ров длин шпонок (см. последние два столбца табл. П49). Принимаем / = 45 мм — шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки (см. рис.

-8=37 мм.

длина

к табл. П49)

/_р = /-* = 45-

Допускаемые напряжения смятия в предположении посадки полумуфты, изго­товленной из стали, [о_см] = 100...150МПа.

По формуле (217) вычисляем расчетное напряжение смятия:

°<« * ^^я

⁼30⁴37.'7⁹²1⁶0->-⁵²'⁵-^{Юв Па} < [*"Ь Итак, принимаем шпонку 8x7x45 (СТ СЭВ 189—75).

Тихоходный вал. 1. Для выходного конца вала при d_B2 = 50 мм по табл. П49 принимаем призматическую шпонку &X/i=14x9 мм. При /₂ = 85 мм из ряда стандартных длин (см. табл. П49) принимаем для шпонки со скругленными торцами / = 80 мм. Расчетная длина шпонки /_р = /—Ь — 80—14 = 66 мм.

Расчетное напряжение смятия

о_см « 4,47^,₂/(d_B2/_p/i) =4,4.463/(50-66.9.10-») =68,6-10^е Па.

Значение этого напряжения лежит в допустимых пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [о_см] =60.. .90 МПа. Следовательно, принимаем шпонку 14X9x80 (СТ СЭВ 189—75).

2. Для вала под ступицу зубчатого колеса при d₂ = 60 мм по табл. П49 при­нимаем призматическую шпонку bxh — 18x11 мм. Так как /_ст = 75 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами / = 70 мм (см. табл. П49). Расчетная длина шпонки

/_р = /—6 = 70—18 = 52 мм.

Расчетное напряжение смятия [см. формулу 217)]

а_см*^= _59>2.₁₀епа < [о_си].

4^иу* ^60,52,1 Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку 18x11x70 (СТСЭВ 189—75).

XI. 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 (см. рис. 300). 1. Определяем нагрузки, действующие на подшипники; осевая сила

F_e = 925H;

радиальная сила

F_M="|/x^ыо

²4 + K²4= У1545²+308²= l/"(233+9,5) 10* = 1556 Н;

F_rB = VxB + Y% = ]Л545²+ 862² = у^г(233+74,8) 10⁴ = 1754 Н.

Так как F_rB > F_rA> то подбор подшипников ведем по опоре В, как наиболее нагруженной.

118. Выбираем тип подшипника. Так как (F_a/F_rB) 100% = (925/1754) 100% = = 52,7% > 20.. .25%, то принимаем радиально-упорные конические роликопод­шипники (см. занятие 22).

119. По формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0,319 (см. табл. П43) для средней серии при с/ = 35мм:

S_A = 0,83eF_rA = 0,83-0,319-1556 = 412 Н; Sa = 0,83eF_rB = 0,83.0,319-1754 = 465 Н.

4. По табл. 5 (см. рис. 177, а) находим суммарные осевые нагрузки: таи как S_A < S_B и F_a = 925 Н > S_B—S_A = (465—412) Н, то "

p_aA=:S_A = № Н и 5д = ^+/^=412 + 925= 1337 Н (расчетное).

5. Назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффици- ентов в формуле (209). Для подшипников редукторов рекомендуется £_л=(12.. .25)10³ ч

(см. занятиз 22), принимаем 1,_л=15-10³ ч; V=l, так как вращается внутреннее кольцо (см, табл. П45); /Сб = 1,6 при умеренных толчках (см, табл. П46); /С_т=1 (см. табл. П47).

При F_aB/(VF_rB) = 1337/(1-1764)=0,762 > е=0,319 по табл. П43 принимаем Х = 0,4 и К =1,881; частота вращения быстроходного вала л = л_х=965 мин-*; для роликовых подшипников (см. занятие 22) а=10/3.

6. По формуле (209) вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность (грузоподъемную силу) подшипника:

C_rv = (XVF_rB+YF_aB) K6KT(G-lO-*nL_h)V* = = (0,4-Ь 1754+ 1,88Ь 1337) 1,6.(6.10~ ⁵-965-15-10³)0'³ = = (698+2510) 1,6-7,62 = 39,1-10³ Н = 39,1 кН,

где lg(6.9,65.15)o«³ = 0,3(lg90 + lg9,65)=0,3(l,954+0,985)=0,882 и

(6-9,65.15)°'³ = 7,62—антилогарифм.

7. По табл. П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 7307 средней серии, для которого d = 35 мм, D = 80 мм, 7\_пах = 23мм, С = 47,2кН, п_пр> 3,15-10³ мин~*.

Так как С^>С_хр, то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой (подшипник 7207 имеет С = 34,5 кН, что ниже С_хр, и, следова­тельно, его долговечность ниже требуемой).

Тихоходный (ведомый) вал (см. рис. 301). 1, Определяем нагрузки, действующие на подшипники: осевая сила

^ = 925 Н;

радиальная сила

F_rA=Vx_A + Y_A = V 1545² +(-890)²= V(233 + 79,8) 10* = 1770 Н; F_rB = Vx%+YB= V1545² + 20602= j/*(233+434) 10* = 2580 Н.

Так как F_rB > F_rA, то подбор подшипников ведем по опоре В как более нагру­женной.

120. Выбираем тип подшипника. Так как (F_a/F_rB) 100% = (925/2580) 100% = = 35,8% > 20...25%, то принимаем радиально-упорные конические роликопод­шипники.

121. По формуле (212) вычисляем осевые составляющие реакций для предвари­тельно назначенного подшипника 7211 легкой серии при е = 0,411 (см. табл. П43):

S_A =0_tS3eF_rA = 0,83-0,411.1770 = 604 Н; S_B=0,83eF_rB = 0,83-0,411-2580 = 880 Н.

4. По табл. 5 (см. рис. 177, а) определяем суммарные осевые нагрузки. Так как S_A < S_B и F_a = 92S И > S_B—S_A = (880—604) Н, то

F*_A = S_A = ^{604 Н и F}aB = SA + F_a = 604 + 925 =1529 Н (расчетное).

5. При F_ejB/y/⁷_rB=1529/l-2580 = 0,593 >e = 0,411 по табл. П43 принимаем Х=0,4, а К = 1,459.

Частота вращения тихоходного вала (уточненная)

п₂ = п₁/и = 965/5 = 193 мин-*.

6. Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника вычислим по формуле (209) при 1_Л = 15-10³ ч; У = 1; /Сб=1.б; /С_т=1; сс = 10/3:

С_тр = (XVF_rB+Yfo) /Сб/Ст (6 - IO-^La)*/* = = (0,4-Ь 2580 + 1,459 -1529) 1,6 -1 (60 -193 -15 • 10³/10⁶)⁰'³ = = (1032+2230) 1,6-4,7 = 24,45-10³ Н = 24,45 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)о^,э = 4,7—антилогарифм.

7. По табл. П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 7211 легкой серии, для которого d = 55 мм, D = 100 мм, 3ⁿ_max = 23 мм, С = 56,8 кН, п_пр > 4-Ю³ мин""*,

При С^>С_тр долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой. А именно: из уравнения (209) при С_тр=С=56,8 кН получаем

56,8=(0,4 -1 -2,58+1,459-1,629) 1,6 -1 (6-10-5. 193-£_Л)з/¹⁰,

Так как полученное значение Lfc>25-10³ ч (см. занятие 22), а требуемая долговечность L^ = 15-10³ ч, то такое значительное увеличение долговечности (в 16 раз) следует рассматривать как большой недостаток выбора подшипника.

Техническая тракте рис тика:мощность на тихоход- ном Валу Р**9кЗт, частота Вращения быстроходного ' бала П1*965мин~^г, переда* ^ точно9 числа и*5 со

7 J7 S

Спецификация рис. 302 (первый, или заглавный лист) Таблица б

ф 2

Обозначение

Наименование

Кол

Материал

Документация

ПЗ иРР

Пояснительная записка и расчет

24

ВО

Чертеж общего вида

Сборочные единицы

О3.108.04.1Ш.00

Маслоуказатель

Детали

О3.108.04.180.0.01

Вал

Сталь 35

О3.108.04.180.0.02

Вал-шестерня

Сталь 50

О3.108.04.180.0.03

Колесо зубчатое

Сталь 35

О3.108.04Л80.0.04

Кольцо распорное

Чугун СЧ 15-32

О3.108.04.180.0.05

Корпус редуктора

Чугун СЧ 15-32

О3.108.04.180.0.06

Крышка редуктора

Чугун СЧ 15-32

О3.108.04.180.0.07

Крышка смотровая

Чугун СЧ 15-32

О3.108.04.180.0.08

Крышка подшипника

Чугун СЧ 15-32

О3.108.04.180.0.09

Крышка подшипника

Чугун СЧ 15-32

Чугун СЧ 15-32

Крышка подшипника

О3.108.04Л80.0.10

				03.108.04.180,0.00
Изм. Лист	>4 докум.	Подп.	Дата
Разраб.		Кузнецов	10/V-75	Редуктор цилиндрический	Лит.	Лист	Листов
Пров.		Хагуров	15/V-75		Т	1	Э
Принял		Бсзбогин		одноступенчатый косозубый	к,	аснодарл	ий
H. контр.		Холкин			техникум
Уте.		Синицнна		Копировал

Спецификации к рис. 30? (второй, или последутощий,лист) Таблица 7

мат 1

а-J

1 Поз. |

Обозначение

Наименование

Кол.

Материал

при* меча* нио

12

ОЗЛ08.04Л80.0.11

Крышка подшипника

1

Чугун СЧ 15-32

13

ОЗЛ08.04.180.0.12

Прокладка в наборе

1

Картон технический

14

03.108.04.180.0.13

Прокладка в наборе

1

Картон технический

15

03.108.04.180.0.14

Прокладка в наборе

2

Картон технический

16

О3.108.04.180.0.15

Прокладка в наборе

2

Картон технический

Стандартные изделия

17

БолтМ 8X20.46

4

Сталь Ст4

ГОСТ 7798-70

18

БолтМ 10X30.46

1

Сталь Ст4

ГОСТ 7798-70

19

БолтМ 10X35.46

16

Сталь Ст4

ГОСТ 7798-70

20

БолтМ 10X50.46

4 '

Сталь Ст4

ГОСТ 7798-70

21

БолтМ 12X90.46

6

Сталь Ст4

ГОСТ 7798-70

22

Гайка М 10.5

.4

Сталь Ст4

ГОСТ 5915-70

23

Гайка М12.5

6

Сталь Ст4

ГОСТ 5915-70

24

ПробкаМ 18X1,5

1

Сталь Ст4

СТП С25-4

О3.108.04.180.0.

Ласт

ЭО

2

Лист

N докум.

Подо.

Дата

копировал

Спецификация к рис, 302 (третяи.или последующий лист) Таблица 8

Фор­мат

Зона |

'£0Д

Обозначение

Наименование

Кол.

Материал

При­меча­ние

25

Роликоподшипник конический 7307

2

В > сборе

ГОСТ 333-79

26

Ро ЛИКОПОД ш ипник конический 7211

2

Всборе

ГОСТ 333-79

27

Уплотнение манжетное 34

1

Всборе

ГОСТ 8752-79

28

Уплотнение Манжетное 54

1

Всборе

ГОСТ 8752-79

29

Шайба пружинная 10 65Г05

20

Сталь 65 Г

ГОСТ 6402-70

30

ХДайба пружинная 12 65 Г 05

б

Сталь 65Г

ГОСТ 6402-70

31

Шпонка 8X7X45

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

32

Шпонка 16X10X80

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

33

Шпонка 18X11X70

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

34

Штифт конический

2

Сталь 45

8X45 СТ СЭВ 240-75

О3.108.04Д80.0.00

Лист 3

Изм.

Лист

М докум.

Подл.

Дата

Копировал

При наличии полного справочника на подшипники качения конструктор, учиты­вая долговечность и экономичность, назначит подшипник более легкой серии — особо легкой или даже сверхлегкой.

8. Проверим ориентировочно назначенные расстояния а_х й а₂. По формуле (215) определяем расстояние от точки приложения реакций до плоскости внешних торцов подшипников (см. рис. 177, а; 299, 300, 301): для быстроходного вала

а = 0,5Г_тах+ (*/3) (d+D) =0,5-23+ (0,319/3) (35+ 80) = 11,5+12,2 = 23,7 мм;

для тихоходного вала

а = 0,5Г_шах+(е/3) (d+D) = 0,5-23+ (0,411/3) (55+100) = 11,5+21,2 = 32,7 мм.

Следовательно, для тиховодного вала расстояние а₂ должно быть меньше ориентировочно принятого на 32,7—23 = 9,7 мм, а для быстроходного —- всего на 0,7 мм.

Уменьшение расстояний а_г и а₂ приводит к увеличению размера Y_B и, следовательно, Fr и С_тр (М—уменьшается). Так как назначенные подшипники имеют большой запас динамической грузоподъемности, то проверочного расчета (при уточненных а_г и а₂) можно не выполнять.

XII. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (см. занятия 22, 25; табл. П48). Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска /гб, а наружные кольца в кор- пус—по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска /У7.

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 kQ и И7/р6.

XIII. Смазка зубчатых колес и подшипников (см. занятия 18, 22). Для тихо- ходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществ- ляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой V_K ж 0,6Р₂=0,6*9 = 5,4 л. Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

По табл. 4 при v = 3,03 м/с принимаем масло марки И-70А, которое зали­вается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.

XIV. Вычерчивание общего вида редуктора (рис. 302). 1. На листе чертежной бумаги вычерчивают рамку формата А1: 594 X 841 мм—для обрамляющей линии рамки.

122. В нижнем правом углу (по основанию 841 мм или по основанию 594 мм) вычерчивают основную надпись (см. рис. 297, а).

123. В масштабе 1:1 (в виде исключения можно допустить масштаб 1:2) вычер­чивают общий вид редуктора по данным, полученным из расчета. При этом ис­пользуют рис. 299, 302 и аналогичные чертежи из атласов.

124. Спецификация к рис. 302 составлена по стандартному образцу (см. рис. 297, б) и приведена в табл. 6, 7 и 8.