3.3.2 Тихохідний вал

Рисунок 3.2 – Ескіз тихохідного вала.

а) діаметр вихідного кінця d₂'', мм

_; (56)

де Мк = Т₂ = Н·м – крутящий момент на тихохідному валу,

d₁'' >

Приймаємо d₁'' = мм [1., с. 400].

б) довжина вихідного кінця l₁'', мм

l₁'' = мм [1., с. 400].

в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d₂'', мм

d₂'' = d₁^´´ + 2 t; (57)

де t = мм [1.,с.109];

d''₂ =

Приймаємо d''₂ = мм [1.,с.410].

г) довжина ділянки вала під підшипник та ущільнення l₂'', мм

l₂'' = 1,5 d₂''; (58)

l₂'' =

Приймаємо l₂'' = мм [1., с. 312].

д) діаметр вала під зубчастим колесом d₃'', мм

d₃'' = d₂'' + 3,2 r; (59)

де r = мм [1.,с.109];

d₃'' =

Приймаємо d₃'' = мм [1., с. 312].

е) діаметр бурта d_s'', мм

d_s'' = d₃'' + 3f; (60)

де f = мм [1.,с.109];

d_s'' =

Приймаємо d_s'' = мм [1., с. 312].

4 Конструктивні розміри зубчатого колеса

Метод виготовлення заготівки для колеса – ковка.

Рисунок 4.1 – Ескіз зубчатого колеса.

4.1 Розміри ободу

а) діаметр d_а2 = ,

б) ширина b₂ = ,

в) товщина S, мм

S = 2,2m + 0,05b₂, (61)

S =

Приймаємо S = [1., с. 312].

4.2 Розміри маточини

а) внутрішній діаметр d, мм

d = d₃´´ = ,

б) зовнішній діаметр d_ст, мм

d_ст = 1,55d; (62)

d_ст =

приймаємо d_ст = [1., с. 312].

в) товщина δ_ст, мм

δ_ст = , (63)

δ_ст =

г) довжина l_ст, мм

lст =1,2d, (64)

l_ст =

приймаємо l_ст = [1., c. 312].

4.3 Розміри диску

а) товщина с, мм

с = 0,5(S + δ_ст) ≥ 0,25b₂, (65)

с =

приймаємо с = [1., c. 312].

б) радіус закруглень R, мм

приймаємо R = 6 мм.

4.4 Розміри фасок f, мм

а) фаска вінця

f = (0,6 … 0,7)m, (66)

f =

приймаємо f = [1., табл. 10.1., с. 160].

б) фаска ободу

f^´ =

в) фаска маточини

• для зовнішнього діаметру f^´´ = мм [1., с. 160];

• для внутрішнього діаметру f^´´´= мм [1., с. 160].

5 Конструктивні розміри корпусу редуктора

Приймаємо для редуктора литий корпус, прямокутної форми без виступаючих елементів.

Рисунок 5.1 – Ескіз корпусу редуктора

5.1 Товщина стінок корпусу , мм

мм, (67)

δ =

Приймаємо δ =

5.2 Зазори між корпусом та деталями які обертаються х і у, мм

Приймаємо х = [1., с. 115].

у = 4х; (68)

у =

5.3 Діаметри болтів та гвинтів (приймаємо за табл. 10.17 [1., с. 219]).

а) Фундаментний болт.

Приймаємо болт М14 (d₁ = 14 мм);

б) Гвинти, які скріплюють кришку з корпусом біля підшипників.

Приймаємо гвинти М12 (d₂ = 12 мм);

в) Гвинти, які скріплюють кришку редуктора з корпусом.

Приймаємо гвинти М10 (d₃ = 10 мм);

г) Гвинти для люка редуктора.

Приймаємо гвинти М6 (d₅ = 6 мм).

5.4 Фланцеві з’єднання.

5.4.1 Фундаментний фланець

а) ширина в₁, мм

в₁ > 2,4(d₁ + 2) + 1,5 δ; (69)

в₁ >

Приймаємо в₁ =

б) товщина h₁, мм

h₁ =(2,3...2,4) δ; (70)

h₁ =

приймаємо h₁ =

5.4.2 Фланець кришки корпусу.

а) Ширина К₃, мм,

приймаємо К₃ = 22мм [1., табл. 10.18, с. 219].

б) Товщина h₃, мм

h₃ = 2,5 δ₁; (71)

h₃ =

5.5 Ширина розточки під врізану кришку f, мм.

а) для швидкохідного вала f ' = мм [1,табл. 10.20, с. 225],

б) для тихохідного вала f '' = мм [1,табл. 10.20, с. 225].

6 Ескізна компоновка редуктора

6.1 Вибір підшипників

Для обох валів редуктора попередньо приймаємо кулькові радіальні підшипники, середньої серії для швидкохідного вала і легкої – для тихохідного. Визначимо параметри підшипників за табл. К27 [1.,с.410].

Таблиця 6.1 – Параметри підшипників

Вал	Позначення	Параметри
		d, мм	D, мм	B, мм	Cor , кН	Сr , кН
Швидкохідний
Тихохідний

Рисунок 6.1 – Ескіз підшипника.

6.2 Відстань між точками прикладення сил.

6.2.1 Відстань між центрами підшипників

а) на швидкохідному валу lш, мм

l_ш = l_ст + 2х + 10 + В', (72)

l_ш =

приймаємо l_ш = мм.

б) на тихохідному валу l_т, мм

l_т = l_ст + 2х + 10 + В'', (73)

l_т =

приймаємо l_т= мм.

6.2.2 Відстань від центру підшипника до консольної сили на шківу пасової передачі l_п, мм

, (74)

l_п =

приймаємо l_п = мм.

6.2.3 Відстань від центру підшипника до консольної сили від муфти l_м, мм

, (75)

l_м =

приймаємо l_м = мм.

Рисунок 6.2 – Ескізна компоновка редуктора

7 Перевірочній розрахунок підшипників

7.1 Сили, які діють на вали

7.1..1 Сили в зубчатому зачепленні

а) Колова сила F_t, H

F_t1 = F_t2 = ; (76)

де d₂ = мм – ділильний діаметр колеса;

F_t1 = F_t2 =

б) Радіальна сила F_r, H

F_r1 =F_r2 = F_t2 ; (77)

де = 20˚ – кут зачеплення;

β – кут нахилу зубів;

F_r1 = F_r2 =

в) Осьова сила F_a, H

F_a1 = F_a2 = F_t2 · tg β; (78)

F_a1 = F_a2 =

7.1.2 Консольні сили

а) Сила від пасової передачі на швидкохідному валу

F_n = 80 ; (79)

F_n =

б) Сила від муфти тихохідному валу

F_м = C_Δr · Δr ; (80)

де а) Δr, мм – радіальне заміщення,

приймаємо Δr = мм [1., табл. К21];

б) С _Δr, Н/мм – радіальна жорсткість,

приймаємо С _Δr = Н/мм [1., табл. 10.27].

F_м =

7.2 Швидкохідний вал

Рисунок 7.1 – Розрахункова схема швидкохідного вала

7.2.1 Реакції підшипників R, Н

а) вертикальна площина – YZ

∑M_A = 0; F_r1 + F_a1 – R_BY · l_ш + F_п (l_ш + l_п) = 0, відкіля

R_ВY= ; (81)

де d₁ = мм – ділильний діаметр шестерні,

R_BY =

∑M_B =0; F_п·l_п – F_r1 + F_a1 + R_AY · l_ш= 0, відкіля

R_AY = ; (82)

R_AY =

Перевірка: ∑F_iy = R_AY – F_r1 + R_BY – F_n = 0 (83)

∑F_iy =

б) Горизонтальна площина

R_AX = R_ВХ = ; (84)

R_AX = R_BX =

в) Сумарні радіальні реакції

R_A = ; (85)

R_A =

R_B = ; (86)

R_B =

7.2.2 Еквівалентне навантаження на підшипник R_E, H

Рисунок 7.2 – Схема навантаження підшипників швидкохідного вала.

а) Відношення ;

де R_а = F_а1 = Н – осьова складова реакції підшипника;

V – коефіцієнт обертання кілець підшипника, при обертанні внутрішнього кільця;

R_r2 = R₂ = R_B = Н – радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника;

=

б) Відношення ,

де C_or – статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;

C_or= H;

= , тоді

за табл. 9.2 [1., с. 131] е = , Y =

г) Так як е, тоді за табл. 9.1 [1., с. 129]

R _Е = (87)

де К_б =1,2 – коефіцієнт безпеки,

К_т =1 – температурний коефіцієнт [1.,с.135];

R_E =

7.2.3 Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника С_rp, Н

С_rp = R_E ; (88)

де а) L_h – потрібна

С_rp =

Так як С_rp < C_r підшипник працездатний;

де С_r = за табл. 6.1.

7.3 Тихохідний вал

Рисунок 7.3 – Розрахункова схема тихохідного вала.

7.3.1 Реакції підшипників R, Н

а) Вертикальна площина

∑M_c = 0, F_r2 + F_a2 – R_DY · l_Т = 0, відкіля

R_DY = ; (89)

де d₂ = мм – ділильний діаметр зубчатого колеса,

R_DY =

∑M_c = 0, – F_r2 + F_a2 – R_cy · l_Т = 0, відкіля

R_cy = ; (90)

R_cy =

Перевірка: ∑F_iy = 0; – R_cy – F_r2 + R_DY =0; (91)

∑F_iy

б) Горизонтальна площина

∑M_c = 0, – F_M · l_м – F_t2 + R_DX · l_Т = 0, відкіля

R_DX = ; (92)

R_DX =

∑M_D = 0, Ft₂ – F(l_м + l_Т) + Rcx · l_Т = 0, відкіля

R_cx = ; (93)

R_cx =

Перевірка: ∑F_ix = 0, F_M – F_t2 – R_cx + R_DX =0, (94)

∑F_ix=

в) Підсумкові реакції

R_c = ; (95)

R_c =

R_D = ; (96)

R_D =