Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении

 

Внешняя высота зуба:

h_e=2m_te=2^.3=6мм

Внешняя высота головки зуба:

h_ае1=m_te= 3мм;

Внешняя высота ножки зуба:

h_ае2=1,2m_te= 1,2^.3=3,6мм

Угол ножки зубьев шестерни и колеса:

Угол головки зуба шестерни и колеса:

Внешний диаметр вершин зубьев:

d_ae1=d_e1+2h _ae1cosδ₁= 72+2^.4^.0,8988=79,12мм d_ae2=d_e2+2h _ae2cosδ₂= 180+2^.4^.0,453=187,12мм

 

Силы в зацеплении зубчатых колес:

Основные параметры конической передачи приведены в таблице 4.

Таблица 4 Основные параметры конической передачи редуктора

№	Наименование параметра	Обозначение и числовое значение
	Вращающий момент на ведущем валу, Нм	Т2=319
	Угловые скорости валов, рад/с	ω1=43,18 ω2=17,27
	Передаточное число	uред=2,5
	Материал шестерни	Сталь 40Х
	Твердость зубьев: шестерни колеса	48HRC 48HRC
	Число зубьев: шестерни колеса	Z1=24 Z2=60
	Внешний окружной модуль, мм	mte=3,0
	Внешний делительный диаметр, мм: шестерни колеса	de1=72 de2=180
	Углы делительных конусов	δ1= δ2=
	Внешнее конусное расстояние, мм	Re=97,1
	Ширина венца, мм	в=27,6
	Окружная сила в зацеплении, Н	Ft2=4090
	Радиальная сила в зацеплении, Н	Fr2=1380
	Осевая сила в зацеплении, Н	Fa2=557
	Степень точности	8-В
	Средний нормальный модуль зубьев, мм	mn=2,6
	Средняя окружная скорость, м/с	V=1,57

 

 

4. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора

 

Расчет валов выполняем для определения размеров его выходного конца, посадочных диаметров под ступицу колеса и подшипники.

4.2. 1 Ведущий вал.

Диаметр d_а выходного конца вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:

где Т₁ – крутящий момент, Н·мм; Т₁= 132,9 Н·м

Диаметр выходного конца ведущего вала:

Принимаем . Длина выходного конца [3, с. 115].

Диаметр вала под уплотнительной манжетой принимаем .

Диаметр вала под резьбой принимаем [3, с.297].

Диаметр вала под подшипники определяют по формуле:

где f=2,5 мм [3, с. 37].,

Диаметр вала под подшипник выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения, принимаем 50 мм., т.к.этот диаметр должен быть кратен пяти.

Диаметр бурта под подшипник:

,

где r- радиус фаски подшипника, r = 1,6 мм [3. c. 37]

мм.

Принимаем .

 

 

Рис.6 Эскиз ведущего вала.

 

4.2.2. Ведомый вал.

 

Диаметр выходного конца ведущего вала при Т₂=319 Н·м:

 

Принимаем d_в2= 36мм.

Диаметр вала под подшипниками:

d_n2=d_b2+4f₂,

где f₂ =2,5 мм[3,c.37]

d_n2= 36+4^.2,5 =46 мм; принимаем d_n2= 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d_K2=d_n2+ (5…10)=55…60мм; Принимаем d_K2= 60 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d_dn2=d_n2+3,2r,

где r=2,0мм [1,c 37]. d_dn2= 60+3,2^.2= 66,4 мм.

Принимаем d_бп2= 68 мм.

Рис. 7 Эскиз ведомого вала.

 

4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.

При разработке конструкций зубчатых колес учитывают их геометрические параметры (d_a, d_f, b), используемые для изготовления материалы, способы получения заготовок и объем выпуска изделий. Шестерни для одноступенчатых редукторов выполняют вместе с валом, получая конструкцию в виде вала-шестерни (рис.8).

Зубчатые колеса выполняют коваными или штампованными.

Диаметр ступицы ; принимаем .

 

Длина ступицы ; принимаем .

 

Толщина обода ; принимаем .

 

Толщина диска ; принимаем С= 20 мм.

 

Рис.8 Эскиз конического колеса.

 

4.4. Определение основных размеров корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора:

d=0,05 Rе+1мм но не менее 8мм [1, табл.10.2]

где. d= 0,05 ^.97,1 +1= 4,8 мм. Принимаем d= 10 мм

Толщина верхнего пояса(фланца) корпуса:

b=1,5 d= 15мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁= 1,5d₁= 15 мм

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

р= 2,35d=2,35^.10=23,5 мм. Принимаем р= 24 мм.

Толщина ребер основания корпуса и крышки:

m=(0,85¸1)d= 10 мм

Диаметр фундаментных болтов:

d₁= 0,072 Rе+ +12= 22,8

Принимаем болты с резьбой М22.

Их число должно быть больше или равно четырем.

Диаметр болтов у подшипников:

d₂= (0,7¸0,75)d₁= (0,7¸0,75)22=15,4… 16,5 мм

принимаем d₂= 16 мм

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃= (0,5¸0,6)d₁= 11…13,2 мм. Принимаем d₃=12 мм

Размеры, определяющие положение болтов d_2:

e» (1¸1,2)d₂» 16.. 19,2 мм. Принимаем е= 18 мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру А=(1¸1,2)d= 10 мм, по торцам А₁»А= 10мм

Диаметр штифта:d_Ш»d_З= 10 мм

Длина штифта:l_Ш= b+b₁+5= 25 мм

Длина гнезда под подшипник: l^*=d+c₂+R_d+(3¸5)

R_d³1,1 d₂= 17,6 мм. Принимаем R_d= 18 мм, тогда l^*= 10+21+18+3= 52 мм.

 

4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки

 

 

4.5.1 Выбор типа и размеров подшипников

 

В качестве опор валов в редукторе применены роликовые конические подшипники легкой серии. (ГОСТ 333-79) (рис.9, табл.5).

 

Таблица 5 Основные параметры подшипников

 

Условное обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
d	D	Т	е	Y	Динамическая С	Статическая Со
			21,75	0,37	1, 6

 

Рис.9 Роликоподшипник конический радиально- упорный ГОСТ 333-79

4.5.2 Выбор схемы установки подшипников

 

При выборе схемы установки необходимо исключить возможность заклинивания тел качения при действий осевой нагрузки и теплового удлинения валов. В проектируемом редукторе выбираем схему установки подшипников "врастяжку" для ведущего вала [2, с.38].

Для регулировки зубчатого зацепления подшипники ведущего вала установлены в стакане. Стакан имеет возможность осевого перемещения вместе с подшипниками за счёт изменения толщины комплекта регулировочных прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана и корпусом редуктора.

Для ведомого вала применена схема установки «враспор». Схема проста и позволяет легко производить осевую регулировку подшипников (рис.9).

Рис.10 Схема установки подшипников "враспор".

4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления

Выбор сорта масла зависит от окружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении. При v=1,57м/с и σ_н=837 МПа кинематическая вязкость равна 34мм²/с [1, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 5,5 кВт количество масла- 1,5 литра. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75 Для смазки подшипников применяем пластичную смазку. Один из подшипников ведущего вала значительно удален, что затрудняет применение жидких масел.

Этот объем масла должен помещаться внутри корпуса редуктора и определяется размерами: В х L х H.

где В – ширина внутренней части корпуса: В=180 мм;

L –длина внутренней части корпуса; L =190 мм;

H – высота уровня масла, заливаемого внутрь корпуса. H =45 мм.

В х L х H=0,18^.0,19^.0,045 =1,5л.

Уровень масла в редукторе контролируется жезловым маслоуказателем.

 

4.6 Первый этап компоновки редуктора

 

Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для после­дующего расчета долговечности подшипников.

Последовательность выполнения компоновки:

1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо по параметрам, полученным при расчете.

2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁ = 1,2б, где б = 10 мм - толщина стенки корпуса редуктора;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=б;

3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.

4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a₁:

a_l = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников.

Для роликоподшипников на валу шестерни и колеса:

а₁= а₂= мм,

5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10мм между наружной поверхностью крышки и торцом шкива.

4.7. Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил в редукторе (рис.11).

Из предыдущих расчетов имеем: Ft₁= 4090Н, F_г1= 557 Н и F_а1= 1380 Н.

Из первого этапа компоновки l₁= 72мм. с₁= 88мм. f₁= 40 мм (см. рис.12).

F_в- нагрузка от ременной передачи; F_в=1268Н

Угол наклона ременной передачи равен 45^0., составляющие нагрузки:

F_вх= F_вcos 30⁰=1268^.0,707=896 Н

F_ву= F_вsin 30⁰=1268^.0,707=896 Н

 

Рис.11 Пространственная схема сил в редукторе

 

4.7. 1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала.

 

Составляем расчётную схему вала и определяем силы, нагружающие подшипники. Определяем реакции опор в плоскости XОZ:

Σ М (1) =0; -F_вх· l₁+F_t1 (c₁ + f₁)-Rx₂ ^.c₁ =0

Rx₂ = -F_вх· l₁+F_t1 (c₁ + f₁) / c₁=

Σ М (2) =0; -F_вх (l₁ + c₁) +F_t1^. f₁+Rx₁ ^.c₁ =0

Rx_l = F_ву (l₁ + c₁) -F_t1^. f₁/ c₁=

Проверка: Rx₁ +Rx₂ - F_вх - Ft₁ =0

В плоскости YОZ:

Σ М (1) =0; -F_ву· l₁+F_r1 (c₁ + f₁) -Fа₁^. (d_m1 /2) -Rу₂ c₁=0:

Rу₂= F_ву· l₁+F_r1 (c₁ + f₁) -Fа₁^. (d_m1 /2) / c₁₌

= .

Σ М (2) =0; -F_ву· (l₁ + c₁) +F_r1 · f₁-Fа₁^. (d_m1 /2) +Rу₁ c₁=0:

Rу₁= F_ву· (l₁ + c₁) -F_r1 · f₁+Fа₁^. (d_m1 /2) / c₁₌

= .

 

Рис.12 Расчётная схема ведущего вала

 

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Осевые реакции в подшипниках:

S₁=0,83 е R_r1 =0,83^.0,37^. 2210=679Н

S₂=0,83 е R_r2 =0,83^.0,37^. 5232=1611Н

 

 

е- параметр осевого нагружения; е=0,37;

Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1, табл. 9.21):

S₁ <S₂, F_а1> S₂ -S₁, _, тогда Fа₁= S₁=679 Н

Fа₂= S₁ +F_а1= 679+1380=2059 Н

Рассмотрим более нагруженный подшипник № 2:

Отношение F_а2/ R_r2 = 2059/5232=0,39> е, тогда осевую силу учитываем.

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 0,45

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 1,6

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · R_r1 + Y · Fа₁) · K_б · K_T

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.

K_б - коэффициент безопасности; для редукторов всех типов K_б=1,3 [1, табл. 9.19].

К_T = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С⁰ К_T =1,0.

P_Э =(1^. 0,45^.5232+1,6^.2059)^.1,3^.1=7343Н.

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Рэ)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала;

С- динамическая грузоподъемность подшипника № 7210, Кн.

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7210 подходят для ведущего вала редуктора.

 

3. 7. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала

 

Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы,нагружающие подшипники (см. рис.13). Ft₂= 4090 Н, F_г2= 1380 Н и F_а2= 557 Н. Консольная нагрузка от муфты: F_м=125

Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l₁= 125мм l₂= 82мм, l₃= 148 мм.

Определяем опорные реакции в плоскости XOZ:

ΣM (3)=0; -F_t2· l₃-R_x4 (l₂+ l₃)+F_м· (l₁+ l₂+l₃)=0;

R_{x 4}= -F_t2· l₃ +F_м· (l₁+ l₂+l₃)/ (l₂+ l₃) = ;

ΣM(4)=0; -R_x3 (l₃+ l₂) +F_t2· l₂+F_м· l₁ =0;

R_x3= F_t2· l₂+F_м· l₁ /(l₃+ l₂) =

Проверка: R_х4-R_х3+ F_t2 –F_м =0;

В плоскости YOZ:

ΣM(3)=0; R_у4 (l₂+ l₃) -F_r2· l₃-F_а2·(d_m2/2)=0;

R_у4 = F_r2· l₃+F_а2·(d_m2/2)=/(l₁+ l₂)=

ΣM(4)=0; -R_у3 (l₃+ l₂) +F_r2· l₂-F_а2·(d_m2/2)=0;

R_у3 = F_r2· l₂-F_а2·(d_m2/2) /(l₃+ l₂)=

Проверка: R_y3-R_y4+F_r2 =0;

 

 

Рис.13 Расчётная схема ведомого вала

 

Суммарные радиальные реакции опор:

 

Осевые реакции в подшипниках:

S₃=0,83 е Rr₁ =0,83^.0,37^. 2686=825Н

S₄=0,83 е Rr₂ =0,83^.0,37^. 1372=423Н

S₃ >S₄, F_а2>0_, тогда Fа₃= S₃ =825Н

Fа₄= S₃ +F_а2= 825+557=1382Н

Для более нагруженного подшипника №3:

Отношение F_а3 /R_r3 = 825/2685=0, 3 < е, тогда осевую силу не учитываем.

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · R_r1 + Y · Fа₄) · K_б · K_T

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0;

P_Э =(1^. 2985)^.1,3^.1=3491 Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Р_э)³/60n₂,

где n ₂- частота вращения ведомого вала;

С- динамическая грузоподъемность подшипника№7210, Кн.

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7210 подходят для ведомого вала редуктора.

 

4.8 Проверка прочности шпоночных соединений.

 

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78 [1, табл. 8.9] (рис.14).

Материал шпонок - сталь 45, термообработка- нормализация.

Соединение проверяют на смятие боковых граней шпонки:

,

где Т – крутящий момент на валу;

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза под шпонку в валу, мм;

[σ]_см – допускаемое напряжение смятия,

[σ]_см =120 МПа, т. к. привод является нереверсивным;

l – рабочая длина шпонки, мм

Рис.14 Эскиз шпоночного соединения

 

4. 8.1 Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:

Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 42 мм [3, табл.7.1]

Т₁=132,9 ·10³ Н·мм; bxh=8х7мм; l=34мм; t₁=4,0 мм; d=28 мм;

σ_см =2·132,9 ·10³/34·(7-4)·28=91,8 МПа<[σ]_см.

4. 8.2 Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:

Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 58 мм

Т₃=319^.10³ Н·мм; bxh=10х8мм; l=46мм; t₁=5,0 мм; d=36мм;

σ_см =2·319^.10³/36·(8-5)·46=96,0 МПа<[σ]_см.

4. 8. 3 Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:

Т₃=319^.10³ Н·мм; bxh=18х11мм; l=58мм; t₁=7,0 мм; d=60мм;

σ_см =2·319^.10³ /60·(11-7)·58=45,7 МПа<[σ]_см.

Расчетные напряжения смятия не превышают допускаемых, прочность шпоночных соединений достаточна.

4.9. Выбор уплотнений валов

 

Для проектируемого редуктора выбираем однокромочные манжетные уплотнения. Их применяют при небольших и средних скоростях. Поверхность вала под уплотнение должна быть закаленной до твердости HRC 40, параметр шероховатости Ra = 0,32 мкм; допуск вала под уплотнение h11 (рис.15).

 

Рис. 15 Манжета резиновая армированная ГОСТ 8752-79

 

Размеры манжеты для ведущего и ведомого вала: d х D х h=50х 70 х10мм

Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.

Скорость скольжения ведущего вала:

V_cк1= _,

 

где n₁- частота вращения ведущего вала редуктора; n₁=412,8мин^-1;

 

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =50мм

V_cк1=

Скорость скольжения ведомогого вала:

V_cк2= _,

 

где n₂- частота вращения ведущего вала редуктора; n₂=165мин^-1;

 

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =50мм

V_cк1=

Поскольку рабочая скорость в зоне контакта кромки манжеты меньше допускаемой, выбранные манжеты подходят в качестве уплотнений для проектируемого редуктора.

 

4.10. Уточнённый расчёт валов.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ³ [S]=2,5.

 

4.10.1 Ведущий вал:

Предел прочности материала вала - стали 40Х, σ_В=900 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле: σ_-1=400МПа.

Найдем предел выносливости при отнулевом цикле касательных напряжений:

τ_-1=0,58 ·σ_-1= 232МПа.

Опасное сечение ведущего вала- сечение А-А(рис.12). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

,

где β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, β=0,97;

ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений, ε_τ=0,83 [1, табл.8.8];

k_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_τ=1,9 [1, табл.8.5];

ψ_τ=0,15 для легированной стали [1, c.166, 164];

τ_υ и τ_m – амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;

τ_υ = Т₁/2W_к,

где W_к – момент сопротивления кручению; Т- крутящий момент, Т₁=132,9 ·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

τ_υ = 132,9 ·10³/2^.2643= 24,8 МПа,

S =

Сечение Б-Б.

В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (рис.12).

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

,

где τ_-1=232МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,56 [1, табл.8.7]. d=35 мм.

τ_υ = Т/2W_к,

где Т₁=132,9 ·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 132,9 ·10³/2^.12500= 5,24 МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где σ_-1=400 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_s=0,27 [1, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

М_и= ^.Н·м (см. рис.12).

s_υ= М_и/W_и=91,2^.10³/12500=7,89МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Сечение В-В.

В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №2 с натягом (рис.12).

где τ_-1=232МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,56 [1, табл.8.7]. d=35 мм.

τ_υ = Т/2W_к,

где Т₁=132,9 ·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 132,9 ·10³/2^.12500= 5,24 МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где σ_-1=400 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_s=0,27 [1, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении В-В:

М_и= ^.Н·м (см. рис.12).

s_υ= М_и/W_и=164,8^.10³/12500=13,2МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

 

4.10.2 Ведомый вал:

Рассмотрим сечение на входном участке вала (А –А, рис.13). Концентратор напряжений обусловлен наличием шпоночной канавки, вал испытывает напряжения кручения.

Коэффициенты концентрации напряжений по кручению:

К_t = 1, 9 [1, табл. 8.5]

Масштабный фактор:

e_t = 0,73 [1, табл. 8.8]

β – коэффициент, учитывающий качество обработки; β=0,97 [1,с162.].

W_{к нетто}- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:

=

 

Амплитуда напряжений кручения τ_а =τ_m=

 

 

Опасное сечение –В- В -участок вала под колесом, ослабленный шпоночной канавкой (см. рис.13).

τ_-1=232МПа; β=0,95; k_τ =1,9 [1, табл.8.7]; d=45 мм.

τ_υ = Т/W_к,

где Т₂=319·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению:

,

где - момент сопротивления изгибу.

,

τ_υ = 319·10³/2^.11339= 16,7МПа,

.

где σ_-1=400 МПа; k_σσ=1,9 [1, табл.8.7]; ψ_s=0,27 [1, c.166, 164]; d=45 мм.

Изгибающий момент в сечении В-В:

М_и= (рис.13);

s_υ= М_и/W_и=397,3^.10³/11,33^.10³=35,1МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Другое опасное сечение- под опорой № 4, т.к. в этом сечении действует концентратор напряжений - посадка подшипника с натягом и в этом сечении диаметр ведущего вала имеет меньшее значение, чем под зубчатым колесом, а величина изгибающего момента значительна (сечение Б-Б, рис.13).

Коэффициенты концентрации напряжений по изгибу и кручению: [3,табл. 8.7]

Амплитуда напряжений изгиба:

где W_x- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала:

=

М_изг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой № 4 эпюра изгибающих моментов М (см. рис.13):

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Амплитуда напряжений кручения при моменте сопротивления кручению:

W_к=2 W_к= 25·10³мм³

τ _а =τ_m= Т₁/2W_к= 319^.10³/2^. 25^.10³=6,38 МПа.

Коэффициент запаса прочности по кручению:

,

где ψ_τ=0,15 – для легированных сталей.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под опорой №4:

В наиболее опасных сечениях ведомого вала , т.е. прочность ведущего и ведомого валов достаточна.

 

4.11 Выбор крышек подшипников.

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ15. В проектируемом редукторе использованы привертные глухие и с отверстием для выходного конца вала крышки (см. рис.16).

 

Рис. 16 Привертная глухая и сквозная крышки подшипников

 

Определяющим фактором при конструировании крышки является диаметр отверстия D в корпусе под подшипник. Толщина стенки d=7 мм, диаметр винтов крепления крышки к корпусу d= 10 мм и число равно z=4 [2,с.111]

Толщина фланца при креплении крышки болтами: d₁=1,2 d= 9,6 мм.

Толщина центрирующего пояска:

d₂= (0,9…1,0)d= 9,6мм.

Диаметр фланца крышки:

D_Ф=D+(4,0…4,4)d= 90+32 = 122 мм. Принимаем D_Ф= 125мм

Для крышек подшипников на ведомом валу:

D= мм;d=7 мм;d=10 мм;z=4

Толщина фланца d₁=1,2d= 1,2^.7=8,4 мм

Толщина центрирующего пояска:

d₂=(0,9…1,0)d= 6,3…7 мм

Диаметр фланца крышки: D_Ф=D+(4,0…4,4)d= 125мм.

 

4.12 Посадки основных деталей редуктора

 

Посадки назначаем в соответствии с ГОСТ 25346-82

Посадка конического колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25346-82.

Посадка муфты на вал редуктора H8/h7.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением к6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца поН7.

Посадка крышек подшипников H7/h8.

4.13 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно обрабатывают, очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал напрессовывают мазеудерживающее кольцо, затем подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 градусов. Вал вставляют в стакан, предварительно установив регулировочные прокладки, а стакан устаналивают в корпус.

- в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранный вал укла­дывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью 2-х конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников, регулируют зазор в зацеплении конических колес и закрепляют крышки. На конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель, заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.