4. Предварительный расчет валов

Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

Диаметр выходного конца ведущего вала

При диаметре вала выбранного электродвигателя d_Э=20 мм принимаем d₁=15 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d₁¹=20 мм

Диаметр под подшипники промежуточного вала

Принимаем d₂¹=20 мм и под ступицу зубчатых колес d₂^˝=25 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d₃=30 мм, под подшипники d₃¹=35 мм и под ступицу зубчатого колеса d₃^˝=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

Шестерня Ζ₁ выполняется заодно целое с валом

Колесо Ζ₂ выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

d_CT=1,6 d₂^˝=1,6 · 25 =40 мм

Принимаем диаметр ступицы d_СТ = 40 мм

Длина ступицы

l_CТ=1,2 · d₂^˝=1,2 · 25 = 30 мм

Толщина диска

C= 0,3b₂= 0,3 · 15 = 4,5 мм

Принимаем С=10 мм

Колено Ζ₄ выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

d_CT=1,6 d₃^˝=1,6 мм · 40 = 64 мм

Принимаем диаметр ступицы d_СТ = 64 мм

Длина ступицы

l_CТ=1,2 · d₃^˝=1,2 · 40 = 48 мм

Толщина обода

δ₀=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8

Принимаем δ₀= 10 мм

Толщина диска

C=0,3b₄ = 0,3 · 30 = 9 мм

Принимаем С =10 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025α_w+1 = 0,025· 69 + 1 = 4,4 мм

Принимаем δ = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки

b = 1,5δ = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 18,8 мм

Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d₁=(0,03÷0,036)α_w+ 12 = (0,003÷0,036) ·136+12 =16 ÷ 16,8 мм

Принимаем d₁=16 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d₂=(0,05÷0,6)d₁ = (0,5÷0,6) ·16=8 ÷ 10 мм

Принимаем d₂=10 мм

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Прочность соединений проверяется по формуле

(лит.3,стр.107)

Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d₁=15 мм выбираем шпонку с параметрами

b · h · l = 5 · 5· 2; t = 3 мм

Применяем чугунную полумуфту

([3],стр.108)

Для крепления зубчатого колеса Z₂ и шестерни Z₃ при d₂^˝=25мм выбираем шпонку b · h · l = 8· 7· 25; t₁ = 4 мм

Для стальной ступицы

([3],стр.108)

Для соединения зубчатого колеса Z₄ при d₃^˝=40мм выбираем шпонку

Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d₃=30мм выбираем шпонку b · h · l = 10· 8· 30; t₁ = 5 мм

Прочность шпоночных соединений достаточна.

8. Подбор подшипников и проверка их долговечности

Выполняем эскизную компановку редуктора и определяем все необходимые размеры. Рассмотрим ведущий вал (рис.2)

Рис. 2 – Схема нагрузки ведущего вала.

Усилия в зацеплении равны:

F_r1= F_t1-tg20º ·cosδ₁ =422 ·0,364 ·0,9625 =148H

F_a1= F_t1-tg20º ·cosδ₂ =422 ·0,364 ·0,2711 =42H

Определим реакции опор

Изгибающие моменты на валу:

М_у(А)=Х_в ·b =207 ·50 = 10350 Н ·мм

М_Х(В)=У_в ·b =60 ·50 = 3000 Н ·мм

Кроме усилий в зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка от муфты

На расстоянии l_м=0,7d₁+50=0,7·15+50=60 мм

Т.к. направление силы F_M неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.

Реакции опор от силы F_M

М_В=R_B·b=744·50=37200H.мм

М_А=R_А·b=406·50=20300H.мм

Т.к. направление силы F_M неизвестно, то определим суммарные реакции опор исходя из худшего положения для вала, т.е. направление реакций совпадают.

Суммарные радиальные реакции

При диаметре вала d¹=20 мм по ГОСТ 8338-75 выбираем роликоподшипники качения однорядные средней серии № 7204 с параметрами d=20мм; D=47 мм; β=15,5 мм; С=21000 Н;

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

([3],стр.315)

При вращении внутреннего кольца коэффициент

V=1

([3],стр.315)

При спокойной нагрузке коэффициент

К_ϭ=1,0

([3],стр.316)

Осевую нагрузку воспринимает подшипник А (см. черт.)

Для подшипника А получаем при

Долговечность подшипника

Минимальная долговечность: L_n = 12264ч

Рассмотрим промежуточный вал.

Рис.3 Схема нагрузки промежуточного вала

F_t2= F_t1=422H

F_r2= F_a1=42H

F_a2= F_r1=148H

F_r3= F_t3 · tg20º=1667·0,364=607H

Реакции опор равны

Изгибающие моменты

М_Х(С)=Y_А·а=542·25=13550 Н·мм

М_Х(D)=Y_B·c=23·40=920 Н·мм

М_У(С)=Х_А·а=1110·25=27750 Н·мм

М_У(D)=Х_В·с=137·40=5480 Н·мм

Суммарные радиальные реакции

Для опор вала при диаметре d₂=20мм выбираем роликоподшипники однорядные конические средней серии № 7204 с параметрами d=20мм;

D=47мм; β=19 мм; С=21000 Н;

Для опоры А, как более нагруженной

Долговечность подшипника достаточна

Рассмотрим ведомый вал.

Рис.4.Схема нагрузки ведомого вала

F_t4= F_t3=1667H

F_r4= F _r3=607H

Реакции опор

Изгибающие моменты.

Кроме усилий в зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка от муфты.

На расстоянии от ближайшего подшипника

Т.к. направление силы F_M неизвестно, то определим реакции опор и моменты от них отдельно от других сил.

Реакции опор от силы F_M

Изгибающие моменты

Суммарные радиальные реакции.

При диаметре вала d₃^’=35мм выбираем в качестве опор шарикоподшипники однорядные легкой серии № 211 ГОСТ 8338-75 с параметрами d=35мм; D=72 мм; β=17 мм; С=25500 Н;

Для опоры B, как более нагруженной получим