Расчет редуктора прямозубого

Содержание
Введение……………………………………………………………………………	5
1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой
расчет привода…………………………………………………………………	6
2 Расчет зубчатой передачи редуктора…………………………………	9
3 Проектный расчет валов редуктора…………………………………	15
4 Конструирование зубчатых колес……………………………………	16
5 Эскизная компоновка редуктора………………………………………	17
6 Проверочный расчет подшипников качения…………………….	20
7 проверочный расчет шпоночных соединений………………….	24
8 Проверочный расчет валов редуктора………………………………	25
9 Назначение посадок основных деталей редуктора……………	28
10 Смазка и сборка редуктора………………………………………………	29
Список литературы……………………………………………………………	30

Введение

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода для цепного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1
, одноступенчатого цилиндрического редуктора 3
, цепной передачи 4
и приводного вала 5
. Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая муфта 2
.

Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода PB
= кВт и число оборотов ведомого вала привода nB
= об/мин.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода конвейера

Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя

Определяем общий КПД привода

, (1)

где ηм
– КПД муфты, принимаем ηм
= 0,99;

ηзп
– КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем ηзп
= 0,97;

ηоп
– КПД открытой цепной передачи, принимаем ηоп
= 0,93;

ηп
– КПД пары подшипников, принимаем ηп
= 0,99;

Определяем расчетную мощность электродвигателя, кВт

, (2)

1.2 Выбор электродвигателя

Подбираем электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P
ном
= 2,2 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P
ном
= 2,2 кВт

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	номинальная
1	4A112MA8	2,2	750	710
2	4A100L6	2,2	1000	960
3	4A90L4	2,2	1500	1425
4	4A80B2	2,2	3000	2865

Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей.

Определяем передаточное число привода для первого варианта электродвигателя

, (3)

.

Передаточное число редуктора принимаем u
ред
= 4, тогда передаточное число открытой передачи составит:

, (4)

.

Аналогично определяем передаточные числа для остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода u общ	8,875	12	17,813	35,813
Редуктора u ред	4	4	4	4
Открытой передачи u оп	2,219	3	4,453	8,953

Окончательного выбираем второй вариант электродвигателя. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Результаты энергетического расчета

Параметр	Обозн.	Значение
			Тип электродвигателя	–	4A100L6
Присоединительные размеры, мм	d 1 l 1	28 60
Номинальная мощность электродвигателя, кВт	Рном	2,2
Расчетная мощность электродвигателя, кВт	Рэд	1,845
Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин	n эд	960
Передаточное число привода	u общ	12
Передаточное число редуктора	u ред	4
Передаточное число открытой передачи	u оп	3

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд
электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): 1
– быстроходный вал редуктора; 2
– тихоходный вал редуктора; 3
– приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n
, мощность Р
и вращающий момент Т.

Рисунок 2 – Обозначение валов привода

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем мощность на каждом валу:

Определяем крутящий момент на каждом валу:

Результаты расчетов сводим в таблицу 4

Таблица 4 – Кинематические и силовые параметры привода

№ вала	n , об/мин	Р , кВт	Т , Н·м
Эд.	960	1,845	18,4
1	960	1,808	18
2	240	1,736	69,1
3	80	1,6	191

2 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для шестерни сталь 45, а для колеса сталь 45Л. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5

Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатых колес

Наименование	Марка стали	Вид ТО	Диаметр заготовки	Твердость НВ	Расчетная твердость НВ
шестерня	45	У	60…90	207…236	210
колесо	45Л	Н	любой	155…195	180

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:

, (5)

Поэтому принимаем HB
1
= 210; H
B2
= 180.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

, (7)

где K
Н
L
– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K
Н
L
= 1;

S
Н
– коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S
Н
= 1,1;

Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ
H
1
], и колеса [σ
H
2
].

Принимаем

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (8)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(9)

где KFL
– коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL
= 1;

SF
– коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

(10)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Определяем межосевое расстояние передачи, мм

, (11)

где Ka
– вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ka
= 49,5 МПа1/3
;

ψ
ba
– коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ
ba
= 0,25;

u
ред
– передаточное число зубчатой передачи редуктора, u
ред
= 4;

Т
2
– вращающий момент на валу колеса, Т
2
= 69,1 Н∙м;

[σ
H
] – допускаемые контактные напряжения, [σ
H
] = 390,9 МПа;

K
Нβ
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K
Нβ
= 1;

принимаем aw
= 120 мм.

По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

(12)

принимаем m
= 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

(13)

принимаем z
1
= 24; z
2
= 96.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

; (14)

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом

Определяем делительные диаметры колес, мм

(15)

Уточняем межосевое расстояние

(16)

Определяем рабочую ширину венца колеса

; (17)

принимаем b
2
= 30 мм.

Определяем ширину венца шестерни

; (18)

;

принимаем b
1
= 34 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

(19)

Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

(20)

Определяем окружную скорость колес, м/с

. (21)

В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

, (22)

где KHα
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KHα
= 1;

K
Нβ
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K
Нβ
= 1;

KHυ
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KHυ
= 1,113;

ZH
– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач ZH
= 1,76;

Z
М
– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z
М
= 275 МПа1/2
;

Zε
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

, (23)

где εα
– коэффициент торцевого перекрытия;

; (24)

;

;

.

Недогрузка передачи составляет:

.

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба

при z
1
= 24; YF
1
= 3,938;

при z
2
= 96; YF
2
= 3,602.

Определяем отношения:

Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса

Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

, (25)

где Yβ
– коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ
= 1;

KF
α
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KF
α
= 1;

KF
β
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач KF
β
= 1;

KF
υ
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KF
υ
= 1,274;

Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи

Наименование параметра	Обозн.	Единица измерения	Значения
			шестерня	колесо
Межосевое расстояние	aw	мм	120
Модуль зацепления	m	мм	2
Степень точности по ГОСТ 1643-81	–	–	8
Передаточное число		–	4
Угол наклона зубьев	β	град	0
Число зубьев	z	–	24	96
Делительный диаметр	d	мм	48	192
Диаметр окружности вершин	da	мм	52	196
Диаметр окружности впадин	df	мм	43	187
Ширина венца	b	мм	34	30

3 Проектный расчет валов

Определение размеров ступеней валов приведено в таблице 7

Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов

Ступень вала	Вал-шестерня	Вал колеса
1-я под полумуфту и звездочку цепной передачи	Из расчета на прочность Из условия установки полумуфты d 1 = 28 мм принимаем d 1 = 28 мм	Из расчета на прочность принимаем d 1 = 28 мм
	По ГОСТ 12080–66 принимаем l 1 = 42 мм	По ГОСТ 12080–66 принимаем l 1 = 42 мм
2-я под уплотнение и подшипник	d 2 = d 1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм принимаем d 2 = 35 мм	d 2 = d 1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм принимаем d 2 = 35 мм
3-я для упора подшипника и под колесо	d 3 = d 2 + 3∙r = 35 + 3·2,5 = 42,5 мм /> принимаем d 3 = 42 мм	принимаем d 3 = 38 мм
4-я для упора колеса	–	d 4 = d 3 + 3∙f = 38 + 3·1,2 = 41,6 мм принимаем d 4 = 42 мм

Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала

Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала

4 Конструирование зубчатых колес

Рисунок 5 – Конструкция зубчатого колеса

Определяем размеры конструктивных элементов зубчатых колес (рисунок 5)

– диаметр ступицы:

принимаем d
ст
= 65 мм;

– длина ступицы:

принимаем l
ст
= 40 мм;

– толщина обода:

принимаем δ0
= 8 мм;

– толщина диска:

принимаем с
= 10 мм;

– диаметр окружности отверстий:

принимаем D
отв
= 120 мм;

– диаметр отверстий:

принимаем d
отв
= 25 мм;

– размер фаски, мм: n
≈ m
= 2 мм;

5 эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Определяем толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм):

δ
= (0,025∙a
w
+ 1) = (0,025∙120 + 1) = 4 мм.

принимаем δ
= 8 мм.

Толщину стенки крышки принимаем δ
1
= δ
= 8 мм.

Определяем диаметры болтов, соединяющих:

– редуктор с плитой: d
1
= 2 ∙ δ
= 2 ∙
8 = 16 мм,

принимаем болты М16.

– корпус с крышкой у бобышек подшипников: d
2
= 1,5 ∙
δ
= 1,5 ∙ 8 = 12 мм,

принимаем болты М12.

– корпус с крышкой по периметру соединения: d
3
= 1,0∙
δ
= 1,0∙
8 = 8 мм,

принимаем болты М10.

Определяем ширину фланцев редуктора:

Si
= δ
+2 + к
i
,

– фундаментного S
1
= 8 + 2 + 40 = 50 мм;

– корпуса и крышки (у подшипников) S
2
= 8 + 2 + 32 = 42 мм;

– корпуса и крышки (по периметру) S
3
= 8 + 2 + 28 = 38 мм.

Определяем толщину фланцев редуктора:

– фундаментного δ
фл1
= 2,3∙δ = 2,3∙8 = 18,4 мм;

принимаем δ
фл1
= 20 мм;

– корпуса (соединение с крышкой) δ
фл2
= 1,5∙δ = 1,5∙8 = 12 мм;

принимаем δ
фл2
= 12 мм;

– крышки (соединение с корпусом) δ
фл3
= 1,35∙δ = 1,35∙8 = 10,8 мм;

принимаем δ
фл3
= 10 мм;

Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h
7х30 по ГОСТ 9464–79.

5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора δ
= 8 мм;

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:

С
= (1,0…1,2)∙δ
= (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм;

принимаем С
= 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

С5
= 1,2∙δ
= 1,2∙8 = 9,6 мм.

принимаем С5
= 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

С6
= (5…10)∙m
= (5…10)∙2 = 10…20 мм.

5.3 Предварительный выбор подшипников качения

Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8

Таблица 8 – Параметры подшипников качения

№ вала (рисунок 2)	Обозн.	Размеры, мм				Грузоподъемность С r , кН
		d	D	В	r
1	207	35	72	17	2	25,5
2	207	35	72	17	2	25,5

5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников

В зависимости от размера D
отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ
, диаметр d
, и число z
винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки δ1
= 1,2∙δ
;

Толщина цилиндрической части δ
2
= (0,9…1,0)∙δ
;

Диаметр установки винтов D
1
= D
+ 2,5∙d
;

Диаметр фланца D
2
= D
1
+ 2∙d
;

Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников

Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9

Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек

№ вала рисунок 2	D , мм	d , мм	z	δ , мм	δ 1 , мм	δ 2 , мм	D 1 , мм	D 2 , мм
1	72	М8	4	6	8	6	92	110
2	72	М8	4	6	8	6	92	110

5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес υ
1
< 10…15 м/с (υ
1
= 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3
/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

Так как окружная скорость зубчатых колес υ
1
< 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

5.6 Выбор уплотнений валов

В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10

Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет

Вал	Внутренний диаметр d , мм	Наружный диаметр D , мм	Толщина h , мм
Быстроходный	35	58	10
Тихоходный	35	58	10

6 Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора

Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора

Определяем силы в зубчатом зацеплении

Окружная сила:

(26)

Радиальная сила:

(27)

где α
– угол зацепления передачи; для передач без смещения α
= 20˚;

;

Определяем консольные силы

(28)

на быстроходном валу от муфты

на тихоходном валу от цепной передачи

6.2 Проверка подшипников быстроходного вала

6.2.1 Определение реакций опор

Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка: Σ
Yi
= R
А
y
– Fr
1
+ R
В
y
= 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: Σ
Х
i
= R
А
x
+ Ft
1
– R
В
x
+ F
к
1
= 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n
= 960 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – Lh
= 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность Cr
= 25500 Н;

Коэффициент вращения V
= 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры В
, как наиболее нагруженной

Радиальная реакция Fr
= RB
= 1299,6 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу

(29)

где КБ
– коэффициент безопасности, принимаем КБ
= 1,3;

КТ
– температурный коэффициент, принимаем КТ
= 1,0;

Х
– коэффициент радиальной нагрузки, Х
= 1;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

; (30)

где k
– показатель степени; для шариковых подшипн6иков k
= 3;

Т.к. С
тр
< С
r
, то предварительно выбранный подшипник подходит.

6.3 Проверка подшипников тихоходного вала

6.3.1 Определение реакций опор

Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка: Σ
Yi
= R
А
y
–Fr
2
– RBy
+ F
к
2
= 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: Σ
Х
i
= – R
А
x
+ Ft
2
– R
В
x
= – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.3.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n
= 240 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – Lh
= 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность Cr
= 25500 Н;

Коэффициент вращения V
= 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры B
, как наиболее нагруженной

Радиальная реакция Fr
= RB
= 1467,7 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу по формуле (29)

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30)

Т.к. С
тр
< С
r
, то предварительно выбранный подшипник подходит.

7 Проверочный расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [σсм
] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

(31)

где l
р
– рабочая длина шпонки;

Быстроходный вал, d
= 28 мм шпонка 8×7×40, t
1
= 4 мм;

Тихоходный вал, d
= 28 мм шпонка 8×7×40, t
1
= 4 мм;

Тихоходный вал, d
= 38 мм шпонка 10×8×36, t
1
= 5 мм;

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

8 Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M
х
”

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “My
”

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Строим эпюру крутящих моментов “T
”

Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов

8.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s
для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s
]. Прочность обеспечена при s
> [s
] = 2,5.

Исходные данные:

– Материал вала сталь 45 улучшенная;

– предел прочности σв
= 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ
-1
= 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ
-1
= 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψσ
= 0; ψτ
= 0;

Расчет ведем для сечения вала B
(рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d
= 35 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

(32)

где kσ
– коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

εσ
– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем kσ
/εσ
= 3,38;

β
– коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β
= 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β
= 0,97;

σа
– амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σ
m
– среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σ
m
= 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

(33)

где Ми
– изгибающий момент в расчетном сечении, Ми
= 68,9 Н∙м;

W
– осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3
;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

(34)

;

;

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

(35)

где k
τ
– коэффициент концентрации напряжений кручения;

ετ
– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k
τ
/ετ
= 2,43;

τа
– амплитуда напряжений кручения, МПа;

τ
m
– среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

(36)

где Т
– крутящий момент в расчетном сечении, Т
= 69,1 Н∙м;

Wp
– полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3
;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

(37)

;

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения

(38)

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

9 Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11

Таблица 11 – Посадки основных деталей передач

Соединение	Посадка
Зубчатые колеса на вал	H 7 p6
Распорные кольца	H 8 k6
Мазеудерживающие кольца на вал	H7 k6
Сквозные крышки подшипников в корпус	H7 h8
Глухие крышки подшипников в корпус	H7 d9
Полумуфта на вал	H7 n6
Звездочка на вал	H7 h6
Внутренние кольца подшипников на вал	L0 k6
Наружные кольца подшипников в корпус	H7 l0
Манжеты на вал	отклонение вала h11

10 Смазка и сборка редуктора

10.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σ
Н
до 600 МПа и окружной скорости колес u
до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10-6
мм2
/с. Принимаем масло И–Г–А–32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.

10.2 С
борка и регулировка редуктора

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

На быстроходный вал 4 насаживают мазеудерживающие кольца 5 и напрессовывают шарикоподшипники 29 предварительно нагретые в масле до температуры 80 – 100°С.

В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку 26 и напрессовывают зубчатое колесо 10 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 11, мазеудерживающие кольца 5 и устанавливают шарикоподшипники 29, нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 2 и надевают крышку корпуса редуктора 3. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 27 и затягивают болты 17 и 18.

Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 28 и устанавливают крышки 7 и 8 с прокладками 8, предварительно заложив пластичный смазывающий материал в подшипниковые камеры.

Ввертывают пробку 14 маслоспускного отверстия с прокладкой 15 и крепят маслоуказатель 12 с прокладкой 13. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1.

Осевой зазор в подшипниках регулируют за счет выбора суммарной толщины набора регулировочных прокладок. Пятно контакта зубчатых зацеплений регулируется осевым перемещением валов с помощью перестановки регулировочных прокладок.

Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе испытаний.

Список литературы

1. Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. – Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. – 43 с.

2. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов – М.: Высшая школа, 2000. – 447с., с ил.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1987. – 383 с.: ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.

6. Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 2085с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454с.

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.