5 Конструктивные размеры зубчатых колёс и корпуса редуктора

5.1 Конструктивные размеры зубчатого колёса

5.1.1 Определение диаметра ступицы колеса

5.1.2 Определение длины ступицы колеса

5.1.3 Определение толщины обода зубчатого венца

Так как , увеличиваем на 10÷20%. Принимаем .

5.1.4 Определение фаски на торцах зубчатого венца

Принимаем . На прямозубых колёсах фаска выполняется под углом 45 градусов.

5.1.5 Определение толщины диска

Принимаем . Радиус закруглений R=6 мм.

5.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.2.1 Определение толщины стенок корпуса и крышки

Принимаем .

Принимаем .

5.2.2 Определение толщины верхнего и нижнего пояса корпуса и крышки

5.2.3 Определение толщины нижнего пояса корпуса без бобышки

Принимаем .

5.2.4 Определение диаметра фундаментных болтов

Принимаем болты с резьбой М16.

5.2.5 Определение диаметра болтов крепления крышки к корпусу

у подшипников

Принимаем болты с резьбой М12.

5.2.6 Определение диаметра болтов крепления крышки к корпусу

Принимаем болты с резьбой М10.

6 Выбор смазки

По значениям окружной скорости колеса и контактному напряжению выбираем рекомендуемую кинематическую вязкость масла равную 22 мм²/с [1, т. 8.1, c.179]. По величине кинематической вязкости принимаем марку масла И-Л-А-22 [1, т. 8.2, c.179].

6.1 Определение допустимого уровня погружения колёс в масляную ванну

В виду небольшой окружной скорости редуктора, принимаем .

6.2 Определение уровня масла от дна редуктора

где - расстояние между вращающимися колёсами и стенкой корпуса,

.

6.3 Определение объёма масляной ванны

Объём принимаем из расчёта 0,25 дм³ на 1 кВт мощности.

Камеры подшипников заполняют пластичным смазочным материалом Литол-24 [1, т. 19.4, c.522].

7 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений

Под цилиндрическое колесо по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

7.1 Определение прочности шпонки на смятие под цилиндрическим колесом

Параметры шпонки: d_к=50 мм; b= 16мм; h=10мм; t₁=6 мм; l=45 мм

[1, т. 19.11, c. 488].

Условие прочности выполняется.

Под выходной конец тихоходного вала по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

7.2 Определение прочности шпонки на смятие под выходным концом тихоходного вала

Параметры шпонки: d=30 мм; b= 8мм; h=7мм; t₁=4 мм; l=36 мм

[1, т. 19.11, c. 488].

Условие прочности выполняется.

Под выходной конец быстроходного вала по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

7.3 Определение прочности шпонки на смятие под выходным концом быстроходного вала

Параметры шпонки: d=26 мм; b= 8мм; h=7мм; t₁=4 мм; l=36 мм[1, т. 19.11, c. 488].

Условие прочности выполняется.

8 Подбор и проверка долговечности подшипника

Намечаем для ведущего и ведомого вала радиально-упорные шарикоподшипники средней серии. Диаметры тел качения подшипников для ведущего и ведомого вала соответственно равны 14,29 мм и 15,08 мм [3, т. К27, с. 432] .

Таблица 2 – Выбор подшипников

Вал	Условные обозначения	Внутренний диаметр d, мм	Внешний диаметр D, мм	Ширина B, мм	Динамическая нагрузка C, кН	Статическая нагрузка C0, кН
Ведущий	307	35	80	21	33,2	19,0
Ведомый	308	40	90	23	41,0	24,0

8.1 Проверка долговечности подшипников вала шестерни

Расчётная схема приведена на рисунке 2.

8.1.1 Реакции опор вала шестерни

1) Плоскость YZ:

Σмом(А)=F_rl₁-R_By(l₁+l₂)+ F_Q(l₁+l₂+ l₃)=0,

R_By=F_rl₁+ F_Q(l₁+l₂+ l₃)/(l₁+l₂)=(452,48 48+382,52(48+48+65))/(48+48)=867,76 Н,

R_Аy-R_By+F_r+ F_Q=0; R_Аy= R_By-F_r- F_Q =867,76-452,48-382,52= 32,76 Н.

2) Плоскость XZ:

Σмом(A)=F_tl₁-R_Bx(l₁+l₂)=0,

R_Bx = F_tl₁/(l₁+l₂)=1243,2 48/(48+48)=621,6 Н,

R_Аx+R_Bx- F_t=0; R_Аx= F_t -R_Bx =1243,2-621,6 = 621,6 Н.

8.1.2 Радиальные нагрузки на подшипник

Рисунок 2 – Эпюра моментов вала шестерни

Расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре В.

8.1.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки

где – максимальная нагрузка на подшипник, ;

– коэффициент вращения кольца, , т.к. вращается внутреннее кольцо;

– коэффициент динамичности, [1, т. 6.4, с. 139];

- температурный коэффициент, [1, т. 6.5, с. 141].

8.1.4 Определение долговечности подшипника, в млн. оборотах

где – коэффициент, учитывающий надёжность подшипника,

[4, c. 357];

- коэффициент, учитывающий качество материала и термообработку, для шарикоподшипников [1, с. 142].

- показатель степени кривой усталости, для шариковых подшипников[1, с. 141].

8.1.5 Определение долговечности подшипника, в часах

Ресурс работы подшипника превышает ресурс работы редуктора ( ч. > 6937,92 ч.), следовательно, подшипник пригоден.

8.2 Проверка долговечности подшипников вала колеса

Расчётная схема приведена на рисунке 3.

8.2.1 Реакции опор вала колеса

1) Плоскость YZ:

Σмом(C)=F_rl₁-R_Dy(l₁+l₂)=0,

R_Dy= F_rl₁/(l₁+l₂)=452,48 49/(49+49)=226,24 Н,

-R_Сy- R_Dy+F_r=0; R_Сy= F_r- R_Dy=452,48- 226,24= 226,24 Н.

2) Плоскость XZ:

Σмом(С)=F_tl₁ - R_Dx(l₁+l₂)=0,

R_Dx = F_tl₁/(l₁+l₂)=1243,2 49/(49+49)=621,6 Н,

R_Cx+R_Dx- F_t=0; R_Cx= F_t -R_Dx =1243,2-621,6 = 621,6 Н.

3) Плоскость YZ:

F_t2=2T₂/d_зв=2 120,61 10³/97,02=2486 Н,

d_зв=zt/π=12 25,4/3,14=97,02 мм,

F_м=0,25F_t=0,25 2486=621,57 Н,

Σмом(C)=-R_MD (l₁ +l₂)+F_м (l₁ +l₂+l₃)=0,

R_MD= F_м (l₂+l₃)/ (l₁ +l₂)=621,57(49+49+89)/(49+49)=1186,06 Н,

R_MС - R_MD+F_м=0; R_MС= R_MD- F_м= 1186,06-621,57=564,49 Н.

8.2.2 Радиальные нагрузки на подшипник

Р асчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре D.

Рисунок 3 - Эпюра моментов вала колеса

8.2.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки

где – максимальная нагрузка на подшипник, .

8.2.4 Определение долговечности подшипника, в млн. оборотах

8.2.5 Определение долговечности подшипника, в часах

Ресурс работы подшипника превышает ресурс работы редуктора ( ч. > 6937,92 ч.), следовательно, подшипник пригоден.