Проектирование привода ковшевого элеватора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

1.1 Исходные данные к курсовому проекту

1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1.3 Определение передаточных чисел привода и его ступеней

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Проектный расчет

2.2 Проверочный расчет

3. Расчет закрытой косозубой передачи

3.1 Расчет срока службы привода устройства

3.2 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатых колес

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Определение допускаемых контактных напряжений

3.3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.4 Проектный расчет конической зубчатой передачи

3.5 Проверочный расчет конической зубчатой передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Проектный расчет валов

4.1.1 Выбор материалов валов

4.1.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

4.1.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

4.2 Предварительный выбор подшипников качения

5. Конструирование зубчатых колес

5.1 Конструктивные размеры шестерни

5.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

6. Конструирование корпуса редуктора

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Нагрузка валов редуктора

8.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

8.2 Определение консольных сил

9 Проверочный расчет подшипников

9.1 Определение радиальных реакций в опорах подшипников

9.2 Проверочный расчет подшипников

9.2.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

9.2.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

9.3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

10. Конструирование валов

10.1 Конструирование быстроходного вала

10.2 Конструирование тихоходного вала

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

11.2 Проверочный расчет валов

11.2.1 Проверочный расчет на прочность

11.2.2 Проверочный расчет быстроходного вала на прочность

11.2.3 Проверочный расчет тихоходного вала на прочность

12. Назначение посадок, допусков формы и расположения для основных деталей редуктора

13. Смазывание редуктора

14. Выбор муфты

15. Сборка редуктора

Литература



Введение

редуктор двигатель подшипник деталь

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато - червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо - цилиндрические и т.д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Редуктор предназначен для изменения крутящего момента и числа оборотов на выходном валу. Это изменение осуществляется за счет передач, входящих в редуктор, а именно, цилиндрической косозубой и конической с прямым зубом.



1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

1.1 Исходные данные к курсовому проекту

Вариант исходных данных -01:

1) Тяговая сила ленты F= 1,4 кН.

2) Скорость ленты 2,9 м/с.

3) Диаметр барабана D =500 мм.

4) Срок службы привода - 5 лет.

5) Режим работы трехсменный.

6) Валы установлены на подшипниках качения.

7) Угол наклона линии центров валов открытой передачи - 65 градусов.

Схема привода (№12) приведена на рисунке 1.1.

1-двигатель; 2- муфта; 3-конический редуктор; 4-клиноременная передача; 5-барабан; 6-лента элеватора

Рисунок 1.1 Схема редуктора



1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машины и её привода.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а её частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины

(1.1)

где F-сила (тяговая сила цепи), F=1,4 кН;

V- скорость цепи, v=2,9 м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

(1-2)

где - коэффициент полезного действия закрытой передачи, принимаем

-коэффициент полезного действия открытой передачи, принимаем = 0,97;

- коэффициент полезного действия муфты, принимаем = 0,98;

-коэффициент полезного действия пары подшипников качения, принимаем = 0,99.

=0,885

Определяем требуемую мощность двигателя Р_дв.



(1.3)

Определяем номинальную мощность двигателя .

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой .

(1.4)

Выбираем двигатель - асинхронный короткозамкнутый трехфазный серии 4А общепромышленного применения с номинальной мощностью Р_ном⁼ 5,5 кВт.

Проверяем условие (1.4):

5,5 кВт > 4,587кВт, условие выполняется.

Для расчета рассмотрим двигатели с различными синхронными частотами вращения: 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Синхронную и номинальную частоты вращения для выбранных электродвигателей сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

Синхронная и номинальная частота вращения двигателей

Двигатель	Синхронная частота, об/мин	Номинальная частота, об/мин
4AM100L2У3	3000	2880
4AM112М4У3	1500	1445
4AM132S6У3	1000	965
4AM132M8У3	750	720



1.3 Определение передаточных чисел привода и его ступеней

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины п_рм при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач.

(1.5)

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины п_рм.

(1.6)

Из формулы (1.6) имеем:

об/мин,

где v-- скорость конвейера,v= 2.9 м/с,

D- диаметр барабана, D=500 мм.

Определяем передаточное число привода для всех рассматриваемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности

; ; ; . (1.7)

За номинальную частоту вращения двигателя п_ном принимаем соответствующие значения из таблицы 1.1.

;

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так, чтобы

(1.8)

Воспользуемся одним из способов разбивки передаточного числа и - принимаем и оставляем постоянным передаточное число редуктора (закрытой передачи) и_зп -- 4, изменяя передаточное число открытой передачи и_оп.

Оптимальными являются: передаточное число открытой передачи = 3,26 и передаточное число закрытой передачи =4.

Исходя из полученных данных, выбираем электродвигатель 4AM112M4У3 с синхронной частотой об/мин и номинальной мощностью кВт.

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах при частоте вращения п_ном при установившемся режиме работы.

Исходя из последовательности соединения элементов привода по следующей кинематической схеме двигатель -- муфта -- закрытая передача -- открытая передача --рабочая машина (см. рисунок 1.1), получаем следующие формулы (индекс 1 соответствует параметру, относящемуся к быстроходному валу, а индекс 2 - к тихоходному валу редуктора).

1) Определение мощностей.

Р_дв = 4,587 кВт;

;

;

.

2) Определение частот.

об/мин;

об/мин;

об/мин.

3) Определение угловых скоростей.

;

;

;

4) Определение вращающих моментов.

;

;

;

.

Силовые и кинематические параметры привода сведем в таблицу 1.2.



Таблица 1.2

Силовые и кинематические параметры привода

Двигатель 4АМ112М4У3: об/мин; кВт
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая	Открытая		Двига- теля	Редуктора	Привода рабочей машины
					Быстро- ходный	Тихо- ходный
Передаточное Число u	4	3,26	Расчетная Мощность P, кВт	4,587	4,45	4,229	4,061
			Угловая скорость ??,	151,2	151,2	37,8	11,5
КПД ?	0,96	0,97	Частота Вращения n,	1445	1445	361,2	110,7
			Вращающий Момент Т, Н·м	30,33	29,43	111,8	349,9



2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Проектный расчет

Для клиноременной передачи выбираем резинотканевый приводной ремень.

Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности , передаваемой ведущим шкивом, и его частотой вращения об/мин по номограмме - сечение Б.

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива мм.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива . В целях повышения срока службы ремня выбираем ведущий шкив с диаметром несколько больше (следующее значение из стандартного ряда). Принимаем мм.

Определяем диаметр ведомого шкива .

=447мм, (2.1)

где u-передаточное число клиноременной передачи, u=;

e-коэффициент скольжения, e=0,01-0,02; принимаем e=0,02.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного, принимаем мм.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ?u от заданного u.

; (2.2)

(2.3)

Условие ?3% выполняется.

Определяем рекомендуемое межцентровое расстояние a.

a?0,55(мм. (2.4)

Принимаем a=335 мм.

Определяем расчетную длину ремня l.

, (2.5)

мм

Округляем значение l до ближайшего стандартного, принимаем l=1700 мм.

Уточняем значение межцентрового расстояния a по стандартной длине ремня.

, (2.6)

+ =352 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на 0,01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения a на 0.025l.

Таким образом, минимальное и максимальное значение межосевого расстояния a при монтаже передачи равны

мм, (2.7)

мм. (2.8)

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

(2.9)

Условие ? выполняется.

Определяем скорость ремня v

, (2.10)

где -диаметр ведущего шкива, мм;

об/мин

-допускаемая скорость, для клиновых ремней, =40 м/с.

.

Условие v? выполняется, так как v=10,5м/с? м/с.

Определяем частоту пробегов ремня U

, (2.11)

где l-длина ремня, l=1700мм=1,7м;

допускаемая частота пробегов, .

.

Условие U? выполняется, так как U=?.

Соотношение U? условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…..5000 ч.

Определяем допускаемую мощность



, (2.12)

кВт.

где -допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, выбирается интерполированием в зависимости от сечения ремня, его скорости v и диаметром ведущего шкива ; для клинового ремня сечения, при диаметре ведущего шкива мм и скорости v=10,5 м/c рассчитываем с учетом табличных значений.

кВт;

-коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, учитывая характер нагрузки рабочей машины (транспортера, конвейера и т.д.) и трехсменный режим работы принимаем

-коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве, при угле обхвата значение коэффициента определяем интерполированием с учета табличных значений.

-коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня l к базовой , при расчетной длине ремня l=1700 мм и базовой длине ремня мм отношение l/=0,75, тогда

-коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи, при ожидаемом количестве ремней z=4, значение коэффициента =0,9.

Определяем требуемое количество клиновых ремней z.

. (2.13)

где мощность передаваемая ведущим шкивом, кВт.

Принимаем число ремней z=4.

Определяем силу предварительного натяжения ветви одного клинового ремня.

Н. (2.14)

Определяем окружную силу , передаваемую комплектом клиновых ремней.

Н, (2.15)

где - мощность на валу ведущего шкива, =4,45 кВт

v-скорость ремня, v=10,5 м/с.

Определяем силу натяжения ведущей ветви

Н. (2.16)

Определяем силу натяжения ведомой ветви

Н. (2.17)

Определяем силу давления комплекта клиновых ремней на вал .

(2.18)

где -угол обхвата ремнем ведущего шкива, .



2.2 Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветки по условию

(2.19)

где -допускаемое напряжение растяжения, для клиновых ремней

Определяем напряжение растяжения в клиновом ремне

(2.20)

где А-площадь поперечного сечения ремня, А=138

Определяем напряжение изгиба в клиновом ремне

(2.21)

где - модуль продольной упругости при изгибе, для прорезиненных ремней, , принимаем ;

h-высота сечения клинового ремня, h=10,8 мм.

Определяем напряжения от центробежных сил .

МПа, (2.22)

где ??-плотность материала ремня, для клиновых ремней ??=1200-1400 кг/, принимаем ??=1300 кг/;

v-скорость ремня, v=10,5 м/с.

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня равны

Условие выполняется, так как .

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1

Таблица 2.1

Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Б	Частота пробега ремня U,	6,2
Сечение ремня	138	Диаметр ведущего шкива	140
Количество ремней z	4	Диаметр ведомого шкива	450
Межцентровое расстояние a, мм	352	Максимальное напряжение	7,59
Длина ремня l, мм	1700	Предварительное напряжение ремня , Н	123,4
Угол обхвата ведущего шкива , град		Сила давления ремня на вал, Н	890,6



3. Расчет закрытой косозубой передачи

3.1 Расчет срока службы привода устройства

Срок службы (ресурс) определяется по формуле

(3.1)

где - срок службы привода,

-продолжительность смены,

число смен, при трехсменном режиме

Из полученного значения следует вычесть примерно 10…25% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни. Находим срок службы привода, принимая время простоя машинного агрегата 20% ресурса

=43800·0,8=35040 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем

3.2 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатых колес

Для равномерности изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса .

Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет .

Выбираем материал заготовка, термообработку и твердость зубчатой пары по рекомендациям. Результаты выбора предоставим в виде таблицы 3.1.



Таблица 3.1

Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр	Элемент передачи
	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Термообработка	Улучшение + закалка	Улучшение
Твердость	269-302 НВ	235-262 НВ

Механические характеристики, сведем в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Твердость НВ	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа	Предел выносливости При симметричном цикле напряжения , МПа
		заготовки	средняя
Шестерня	45	269-302	285,5	890	650	380
Колесо	45	235-262	249,5	780	540	395

Дополнительно рассчитаем значения средних твердостей

(3.2)

Проверяем разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса

Что соответствует рекомендуемому диапазону 20…..50.

Определяем предельное значения размеров заготовки шестерни -диаметр мм;

Зубчатого колеса - толщина диска мм.



3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность, определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса .

Определяем коэффициент долговечности

(3.3)

Для зубьев шестерни

;

Для зубьев колеса

,

где -число циклов перемены напряжений (для шестерни и колеса ), соответствующее пределу выносливости, определяются интерполированием с учетом табличных значений.

Для шестерни при средней твердости

Для зубчатого колеса при средней твердости

N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

N=573?? (3.4)

Для шестерни

=573=573·151,2·35040=3035 млн. циклов;

Для зубчатого колеса

=573=573·37,8·35040=758,9 млн. циклов,

угловая скорость вала, на котором установлена шестерня,

;

угловая скорость вала, на котором установлено колесо, .

При условии N> принимают . Так как >и >, то принимаем .

Определяем допускаемые контактные напряжения , соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений

, (3.5)

Для зубьев шестерни

МПа.

Для зубьев колеса

МПа.

Определяем допускаемые контактные напряжения

, (3.6)

Для зубьев шестерни

МПа.

Для зубьев колеса

МПа.

Конические передачи с прямыми и непрямыми зубьями при рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестве расчетного значения допускаемых контактных напряжений принимаем напряжения для зубьев колеса

МПа.

3.3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передxа на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и .

Определяем коэффициент долговечности

(3.7)

Для зубьев шестерни

;

Для зубьев колеса

,

где число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей

Nчисло циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

При условии N> принимают . Так как >и >, то принимаем .

Определяем допускаемые напряжения изгиба , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжения .

, (3.8)

Для зубьев шестерни

МПА;

Для зубьев колеса

МПА.

Определяем допускаемые напряжения изгиба.



, (3.9)

Для зубьев шестерни

МПа,

Для зубьев колеса

МПа.

Расчет модуля зацепления для конических передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестве расчетного значения допускаемых напряжений изгиба принимаем напряжения для зубьев колеса.

МПа.

3.4 Проектный расчет конической зубчатой передачи

Определяем главный параметр - внешний делительный диаметр

(3.10)

где u- передаточное число закрытой передачи, u=

вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м;

коэффициент вида конических колес, ;

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса, МПа;

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев принимаем .

Принимаем мм.

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса

=arctg3.26=72,9467, (3.11)

(3.12)

Определяем внешнее конусное расстояние , мм

мм. (3.13)

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса

мм. (3.14)

где коэффициент ширины венца, .

Принимаем b=26 мм.

Определяем внешний окружной модуль

(3.15)

где вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м;

коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, ;

ширина зубчатого венца шестерни и колеса, мм;

допускаемое напряжение изгиба, МПа;

коэффициент вида конических колес, .

Определяем число зубьев колеса и шестерни :

(3.16)

. (3.17)

Принимаем и

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ?u от заданного u:

(3.18)

(3.19)

.

Условие выполняется.

Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса :

=arctg3.24=72,8475; (3.20)

. (3.21)

Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса:

-делительные диаметры шестерни и колеса :

мм, (3.22)

мм, (3.23)

-диаметр вершин зубьев шестерни и колеса :

, (3.24)

мм,

, (3.25)

-диаметры впадин зубьев шестерни и колеса :

, (3.26)

мм,

, (3.27)

=178,71 мм.

Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса :

мм, (3.28)

мм, (3.29)

3.5 Проверочный расчет конической зубчатой передачи

Проверяем пригодность заготовок колес:

,

.

где предельное значения размеров заготовки шестерни, мм;

предельное значения толщины диска зубчатого колеса, мм.

-диаметр заготовки шестерни

+6=67,11 мм, (3.30)

-толщину диска принимаем меньшую из двух:

мм, (3.31)

мм, (3.32)

,

,

Условия выполняются.

Проверяем контактные напряжения , Н/

, (3.33)

где -окружная сила в зацеплении;

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,;

коэффициент динамической нагрузки, ;

,

,

.

Допускается перегрузка до 5%. В нашем случае перегрузка составляет 0,6%.

Условие выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса .

(3.34)

, (3.35)

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,;

коэффициент динамической нагрузки, ;

коэффициенты формы зуба и шестерни, .

Условия выполняются.

Результаты расчетов сведем в таблицу 3.3

Таблица 3.3

Параметры зубчатой конической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Конусное расстояние , мм	94,2	Внешний делительный диаметр Шестерни ,мм Колеса , мм	55,5 180
Внешний окружной модуль m, мм	1,5
Ширина зубчатого венца b,мм	26	Внешний диаметр окружности вершин Шестерни ,мм Колеса , мм	59,11 180,65
Число зубьев Шестерни Колеса	37 120
Вид зубьев	косые	Внешний диаметр окружности впадин: Шестерни ,мм Колеса , мм	52,81 178,71
		Средний делительный диаметр: Шестерни ,мм Колеса , мм	47,56 154,26
Проверочный расчет
параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	примечание
Контактные напряжения , МПа	514,3	517,4	Перегрузка 0,6%
Напряжение изгиба, МПа		294	169,7
		256	166,5



4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Проектный расчет валов

4.1.1 Выбор материалов валов

Для выполнения валов в проектируемом редукторе выбираем термически обработанную легированную сталь.

Механические характеристики выбранного материала для изготовления валов сведем в таблицу 4.1.

Таблица 4.1

Механические характеристики материала валов

Марка стали	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа	Предел выносливости При симметричном цикле напряжения , МПа
45	890	700	405

4.1.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т. е. пр этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во временя. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: =10…20 Н/.

Для быстроходного вала принимаем =10 Н/, для тихоходного - =20 Н/.

4.1.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Определяем размеры ступеней быстроходного вала.

1)Первая ступень вала под элемент открытой передачи.

Диаметр ступени

мм, (4.1)

где крутящий момент, равный вращающему моменту на быстроходном валу, Н·м;

допускаемые напряжения на кручение, Н/.

При выборе значения диаметра необходимо учитывать, что выходной конец быстроходного вала соединен с валом электродвигателя через муфту, поэтому диаметр также можно определить по соотношению

мм. (4.2)

где диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Принимаем мм.

Длина ступицы под звездочку (шкив, полумуфту)

30 мм. (4.3)

Предварительно принимаем мм

2) Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр ступени

=34,4 мм, (4.4)

где t- высота бортика, t=2,2 мм.

Принимаем мм.

Длина ступени



мм. (4.5)

Предварительно принимаем мм

3) Третья ступень вала под шестерню.

Диаметр ступени

=41,4 мм. (4.6)

Где r- координаты фаски подшипника, r=2 мм.

Принимаем мм.

Длина ступени будет определена графически на эскизной компоновке.

4) Четвертая ступень вала под подшипник.

Диаметр ступени

=40 мм. (4.7)

Длина ступени будет равна ширине внутреннего кольца выбранного подшипника.

Определяем размеры ступеней тихоходного вала.

1) Первая ступень вала под элемент открытой передачи (полумуфту).

Диаметр ступени

30,1 мм. (4.8)

где крутящий момент, равный вращающему моменту на тихоходном валу, Н·м;

допускаемые напряжения на кручение, Н/.

Принимаем мм.

Длина ступени под звездочку (шкив, полумуфту)

30 мм. (4.9)

Предварительно принимаем мм.

2) Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр ступени

=34,4 мм. (4.10)

где t- высота бортика, t=2,2 мм.

Принимаем мм.

Длина ступени

мм. (4.11)

Предварительно принимаем мм.

3) Третья ступень вала

Диаметр ступени

=41,4 мм. (4.12)

где r- координаты фаски подшипника, r=2 мм.

Принимаем мм.

Длина ступени будет определена графически на эскизной компоновке.

4) Четвертая ступень вала.

Диаметр ступени

мм.

Длина ступени будет равна ширине внутреннего кольца выбранного подшипника.

5) Пятая упорна ступень вала.

Диаметр ступени

=51 мм. (4.13)

где f- ориентировачная величина фаски ступицы, f=2 мм.

Принимаем мм

Длина ступени будет определена графически на эскизной компоновке.

При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней будут уточнены.

4.2 Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Выполняем предварительный выбор подшипников для быстроходного вала редуктора.

1) выбираем роликовые-конические подшипники легкой серии при схеме установки 4.

2) По величине диаметра d=40 мм внутреннего кольца, равного диаметру четвертой ступени вала под подшипники, выбираем типоразмер подшипников 7208.

3) Основные параметры подшипников:

геометрические размеры - d (диаметр внутреннего кольца), D (диаметр наружнего кольца), T (ширина подшипников), с (осевые размеры подшипников; динамическую и статическую грузоподьемности сведем в таблицу 4.2.

Выполняем предварительный выбор подшипников для тихоходного вала редуктора.

1) выбираем роликовые-конические подшипники легкой серии при схеме установки 4.

2) По величине диаметра d=35 мм внутреннего кольца, равного диаметру второй и четвертой ступеней вала под подшипники, выбираем типоразмер подшипников.

3) Основные параметры подшипников: геометрические размеры - d (диаметр внутреннего кольца), D (диаметр наружнего кольца), T (ширина подшипников), с (осевые размеры подшипников; динамическую и статическую грузоподьемности сведем в таблицу 4.2.

Таблица 4.2

Параметры подшипников валов редуктора

Параметры	Размеры, мм	Грузоподьемность
	d	D	T	r
7207	35	72	17	1,5	35,2	26,3
7208	40	80	18	2	42,4	32,7



5. Конструирование зубчатых колес

5.1 Конструктивные размеры шестерни

Шестерня выполняют заодно с валом, таким образом необходимые геометрические размеры для вала-шестерни были определены ранее.

Основные геометрические размеры шестерни были определены при проектирование зубчатой передачи:

-делительный диаметр

47,56 мм.

-диаметр окружности вершин зубьев

59,11 мм.

-диаметр окружности впадин зубьев

52,81 мм.

-ширина зубчатого венца

мм.

Соответствующие диаметры ступеней вала-шестерни принимаем по результатам расчета геометрических параметров ступеней быстроходного вала.

На торцах зубьев выполняем фаски размером

мм. (5.1)

Округляем полученное значение размера фаски до стандартного, принимаем мм.



5.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Основные размеры зубчатого колеса были приведены в проектном расчете:

-делительный диаметр

154,26 мм.

-диаметр окружности вершин зубьев

180,65 мм.

-диаметр окружности впадин зубьев

178,71 мм.

-ширина зубчатого венца

мм.

Дальнейшее конструирование состоит в разработке его конфигурации.

Зубчатое колесо выполняем плоской формы с симметричным относительно обода расположением ступицы. Учитывая диаметр в качестве способа изготовления заготовки для зубчатого колеса выбираем ковку.

Определяем параметры основных конструктивных элементов зубчатого колеса.

1)Размер обода.

мм. (5.2)

Принимаем S=6 мм.

На торцах зубьев выполняем фаски размером

мм. (5.3)

Округляем полученное значение размера фаски до стандартного, принимаем мм.

Угол фаски косозубых колес .

2) Размер ступицы.

Диаметр внутренний

мм

Диаметр наружный

мм. (5.4)

Округляем полученное значение диаметра до стандартного, принимаем мм

На ступице выполняем фаску .

Толщина

мм. (5.5)

Округляем размер стандартного, принимаем мм.

Длина

мм. (5.6)

Принимаем мм.

3)Размеры диска.

Толщина

мм. (5.7)

Радиусы закругления R?6 мм, принимаем R=6мм.

Уклон .



6. Конструирование корпуса редуктора

В корпусе редуктора размещаются детали зубчатой передачи. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов.

Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус выполняем разъемным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Материал корпуса - чугун СЧ15.

Рассчитываем размеры основных элементов корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса одноступенчатого конического редуктора

мм. (6.1)

Во всех случаях мм, поэтому принимаем мм.

Толщина стенки крышки одноступенчатого конического редуктора

мм. (6.2)

Во всех случаях мм, поэтому принимаем мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) крышки корпуса

мм. (6.3)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

мм. (6.4)

Толщина нижнего пояса корпуса:

Без бобышки

мм. (6.5)

При наличие бабышки

мм. (6.6)

мм. (6.7)

Принимаем мм, мм, мм.

Толщина ребер основания корпуса

мм. (6.8)

Принимаем мм.

Толщина ребер крышки

мм. (6.9)

Принимаем мм.

Принимаем для фундаментальных болтов резьбу М16.

Диаметр болтов:

У подшипников

мм. (6.10)

Соединяющих основание корпуса с крышкой

мм. (6.11)

Принимаем для болтов у подшипников ( резьбу М12, соединяющих основание корпуса с крышкой ( - М10.

Для крепления крышки подшипника принимаем 4/6 винта/винтов () с резьбой М8.

Размеры, определяющие положение болтов

мм. (6.12)

мм. (6.13)

Принимаем e=12 мм, q=14 мм.

Диаметр отверстия в гнезде под подшипник принимаем по наружному диаметру подшипника: для быстроходного вала 72 мм, для тихоходного вала мм.

Диаметр гнезда под подшипник на быстроходном валу

мм. (6.14)

Где диаметр фланца крышки подшипника,

мм. (6.15)

Принимаем мм.

Принимаем диаметр гнезда под подшипник на быстроходном валу мм.

Диаметр гнезда под подшипник на тихоходном валу

мм.

Где диаметр фланца крышки подшипника,

мм.

Принимаем мм.

Длина гнезда под подшипник



мм. (6.16)

Где размер, определяющий положение центра отверстия под болт у подшипника, мм;

радиус закругления у бобышки,

мм. (6.17)

Принимаем мм.

Определяем размеры конических штифтов, используемых для фиксации основания корпуса и крышки редуктора относительно друг друга.

Диаметр штифта

мм

Длина штифта

мм. (6.18)

Округляем значение длины штифта до стандартного, принимаем мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру

мм. (6.19)

Принимаем А=8 мм.

От торца колеса (ступицы)

мм.



7. Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов,а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии и от реакции смежного подшипника.

Эскизную компоновку редуктора выполняем согласно рекомендациям в следующей последовательности.

1)Намечаем расположение проекций чертежа в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размера колес.

2) Проводим оси проекций и осевые линии валов. В коническом редукторе оси валов пересекаются под углом 90.

3)Вычерчиваем редукторную пару (шестерню и колесо) в соответствии с геометрическими параметрами, полученных в результате проектного расчета закрытой зубчатой передачи и раздела конструированию зубчатых колес. Для построения конической зубчатой пары нужно построить прямоугольный треугольник на катетах, равных внешним делительным диаметрам шестерни мм и мм; опустить медиану из прямого угла треугольника на его гипотенузу, получив таким образом конусное расстояние ; через точки пересечения , и провести отрезки, перпендикулярные отложив на них высоту головки =m и ножки колеса; построить зацепление.

4) Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

а) принимаем зазор между торцом шестерни (при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы) и внутренней стенкой корпуса мм;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=8 мм;

г) принимаем расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес, так как для редукторов всех типов y?4A=32 мм;

5) Вычерчиваем ступени быстроходного и тихоходного валов на соответствующих осях по размерам диаметров d и длин l, полученных при предварительном расчете валов. В коническом редукторе ступени тихоходного вала вычертить в последовательности от 5-й к 1-й. При этом длина 5-й и 3-й ступеней вала получаются конструктивно. Третью ступень вала следует расположить противоположно от выходного конца с консольной нагрузкой, что обеспечит более равномерное распределение сил между подшипниками. Вычерчивание ступеней быстроходного вала зависит от положения подшипников на 4-й ступени; нужно по ширине подшипника Т определяем положение левого подшипника, а по величине найти точку I приложения его реакции и графически рассчитать отрезок ; затем отложить расстояние или (принимаем большее значение); находим точку 2 приложения реакции правого подшипника и по и Т определить его положение на валу. Так определить длина 4-й ступени. Остальные ступени вычерчиваем.

6) На 2-й и 4-й ступенях валов вычерчиваем осиовными линиями контуры подшипников в соответствии со схемой их установки (d, D, T и с).

7) Определяем расстояние и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

8) Определяем точки приложения консольных сил.

9)Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры. Полученные результаты сводим в таблицу 7.1.



Таблица 7.1

Параметры ступеней валов

Вал	Размеры ступеней, мм
Быстроходный	30	35	45	40	38
	30	24	29	62	16
Тихоходный	30	35	45	35	55
	30	44	62	17	111



8. Нагрузка валов редуктора

8.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфты.

В проектируемом приводе конструируется конический редуктор.

Схема сил зацепления конической передачи показана на рисунке 8.1

Рисунок 8.1 Схема зацепления в конической передачи

Определяем значение сил в зацеплении конической передачи.

Окружная сила:

На колесе

H. (8.1)

На шестерни

Н. (8.2)

Радиальная сила:

На колесе

898,69 Н. (8.3)

На шестерни

H. (8.4)

Где коэффициент радиальной силы,

0,22. (8.5)

Осевая сила:

На колесе

H. (8.6)

На шестерне

=1449,5· 0,62=898,69 Н. (8.7)

где коэффициент осевой силы,

(8.8)



8.2 Определение консольных сил

В проектируемом приводе конструируется открытая клиноременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.

Определяем направление консольных сил на выходных концов валов со стороны передачи гибкой связью и муфтой.

А) Консольная сила от ременной передачи перпендикулярна оси вала и в соответствии с положением передачи в кинематической схеме привода направлена горизонтально (вертикально или под углом к горизонту);

Б) консольная сила от муфты перпендикулярна оси вала; в связи с тем, что направление силы в отношении окружной силы зависит от случайных неточностей монтажа муфты, принимаем худший случай нагружения - направляем силу противоположно силе , что увеличивает напряжения и деформацию вала.

Значение консольной силы от ременной передачи было определено ранее при проектном расчете открытой передачи, Н.

Определяем значение консольной силы от муфты

Н. (8.9)

Где вращающий момент на быстроходном валу редуктора, T=111.8 Н·м.



9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Определение радиальных реакций в опорах подшипников

Реакция в опорах подшипников определяется в соответствие с рекомендациями.

Рисунок 9.1 Расчетная схема быстроходного и тихоходного валов

Исходными данными для расчета быстроходного вала являются:

силы в зацеплении редукторной пары (на шестерне):

окружная сила Ft1 =1449,5 Н;

радиальная сила Fr1=Н;

осевая сила Fa1=898,69 Н;

консольная сила Fоп= 890,6 Н.

Геометрические параметры: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала - lБ = 28 мм; расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника - lоп = 72 мм; диаметр делительной окружности шестерни - d1 = 47,56 мм.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

(9.1)

(9.2)

=Н.

(9.3)

(9.4)

Н.

Проверяем правильность определения реакций

(9.5)

=0.

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

(9.6)

(9.7)

Н.

(9.8)

(9.9)

Н.

Проверяем правильность определения реакций

=0. (9.10)

Определяем суммарные радиальные опорные реакции

Н; (9.11)

Н. (9.12)

Определение радиальных реакций в опорах подшипников тихоходного вала Реакции в опорах подшипников.

Исходными данными для расчета являются:

а) силы в зацеплении редукторной пары (на колесе):

б) окружная сила Ft2=1449,5Н; радиальная сила Fr2=898,69Н;

в) осевая сила Fa2=318,89 Н;

г) консольная сила (от муфты или от открытой передачи) - Fм=1321,6 Н.

геометрические параметры: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала - lТ = 177 мм;

расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника - lм = 57 мм;

диаметр делительной окружности колеса - d2 = 154,26 мм.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

(9.12)

(9.13)

=Н.

(9.14)

(9.15)

Н.

Проверяем правильность определения реакций

= 0. (9.16)

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

(9.17)

(9.18)

Н.

(9.19)

(9.20)

Н.

Проверяем правильность определения реакций

=0. (9.21)

Определяем суммарные радиальные опорные реакции

Н; (9.22)

Н. (9.23)

9.2 Проверочный расчет подшипников

9.2.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

Проверяем пригодность выбранного подшипника 7208, схема расположения врастяжку. (d = 40 мм; D = 80 мм; T = 18 мм; C_r = 42400 кН; C_0r = 32700 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0,38

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0,4

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 1,56

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника:

R_s1 = 0,83·e·R_r1 = 844,2 Н, (9.24)

R_s2 = 0,83*e*R_r2 = 488 Н. (9.24)

где Н,

Н.

Определяем осевые нагрузки подшипников:

Так как R_s1 > R_{s2 ;} то Н,

Н. (9.25)

Определяем отношения:



, (9.26)

(9.27)

По данным соотношениям выбираем формулы для определения

Н. (9.28)

(9.30)

Н.

где X - коэффициент радиальной нагрузки, для конических роликовых подшипников X = 0,4;

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,56;

- коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки и вида машинного агрегата, принимаем ;

- температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника

до 100 °С принимаем .

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке .

(9.31)

Н.

где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени, для конических роликовых подшипников m = 3;

- коэффициент надежности, a1=1;

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях эксплуатации для шариковых подшипников принимаем ;

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, n = n1 = 1445 об/мин;

- требуемая долговечность подшипников, принимаем для зубчатых редукторов, ч.

Н>

Условие не выполняется. Таким образом, базовая грузоподъемность недостаточна. Рассмотрим возможные варианты решения.

Принимаем подшипник того же типа средней широкой серии 7608.

Проверяем пригодность выбранного подшипника 7608, схема расположения врастяжку. (d = 40 мм; D = 90 мм; T = 35,5 мм; C_r = 90000 кН; C_0r = 67500 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0,291

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0,4

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 2,05

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника:

R_s1 = 0,83·e·R_r1 = 646,5 Н.

R_s2 = 0,83*e*R_r2 = 373,3 Н.

Где Н.

Н.

Определяем осевые нагрузки подшипников:

Так как R_s1 > R_{s2 ;} то Н.

Н.

Определяем отношения:

.

.

По данным соотношениям выбираем формулы для определения

Н.

,

Н.

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке .

Н

Н

Подшипник пригоден к использованию.

Определяем базовую долговечность подшипников

, (9.32)

.

ч.

9.2.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

Проверяем пригодность выбранного подшипника 7207, схема расположения врастяжку. (d = 35 мм; D = 72 мм; T = 17 мм; C_r = 35200 кН; C_0r = 26300 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0,37;

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0,4;

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 1,62;

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника:

R_s1 = 0,83·e·R_r1 = 396,7 Н.

R_s2 = 0,83*e*R_r2 = 328,1 Н.

где Н.

Н.

Определяем осевые нагрузки подшипников:

Так как R_s1 > R_{s2 ;} то Н.

Н.

Определяем отношения:

,

.

По данным соотношениям выбираем формулы для определения

Н,

,

Н.

где X - коэффициент радиальной нагрузки, для конических роликовых подшипников X = 0,4

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,62;

- коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки и вида машинного агрегата, принимаем ;

- температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника

до 100 °С принимаем .

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке .

Н.

где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени, для конических роликовых подшипников m = 3;

- коэффициент надежности, a1=1;

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях эксплуатации для шариковых подшипников принимаем ;

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника тихоходного вала, n = =n2 = 361,2 об/мин;

- требуемая долговечность подшипников, принимаем для зубчатых редукторов, ч.

Н> .

Условие выполняется.

Определяем базовую долговечность подшипников

.

ч.

9.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9.3.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

Построение выполняем на основании результатов, полученных при рас-чете реакций в опорах подшипников,.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости на быстроходном валу

(9.33)

. (9.34)

= (9.35)

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости на быстроходном валу.

(9.36)

; (9.37)

. (9.38)

Строим эпюру крутящегося момента: передача вращающего момента происходит вдоль оси от середины шестерни до точки приложения консольной нагрузки .

Крутящий момент равен вращающему моменту

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

; (9.39)

; . (9.40)

Рисунок 9.1 Эпюра моментов быстроходный вала



9.3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

Построение выполняем на основании результатов, полученных при расчете реакций в опорах подшипников.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости на тихоходном валу

(9.41)

=; (9.42)

. (9.43)

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости на тихоходном валу

(9.44)

; (9.45)

=; (9.46)

. (9.47)

Строим эпюру крутящегося момента: передача вращающего момента происходит вдоль оси от середины ступицы колеса до точки приложения консольной нагрузки .

Крутящий момент равен вращающему моменту

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

;

.

Рисунок 9.2 Эпюра моментов тихоходного вала



10. Конструирование валов

10.1 Конструирование быстроходного вала

Конструкция быстроходного вала, а также диаметры и длины его ступеней были определены на стадии предварительного расчета валов. При выполнении эскизной компоновки редуктора размеры диаметров и длин ступеней были уточнены.

1) Первая ступень.

Выходной конец вала выполняется цилиндрическим со следующими размерами: диаметр ступени d1 = 30 мм; длина ступени l1 =30 мм.

Для облегчения монтажа элемента открытой передачи (или полумуфты) на торце первой ступени выполняем фаску с = 1,6 мм (с Ч 45°).

Переходный участок вала между двумя (первой и второй) смежными ступенями разных диаметров выполняем галтелью радиуса r = 2 мм.

Выбираем параметры шпоночного соединения для установки элемента открытой передачи:

-ширина шпонки b = 10 мм;

-высота шпонки h = 8 мм;

-глубина шпоночного паза вала t1 = 10 мм;

-глубина шпоночного паза ступицы t2 = 8 мм;

-длина шпонки l = 22 мм.

2) Вторая ступень (посадочная поверхность под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).

Размеры второй ступени вала:

-диаметр ступени d2 = 35 мм;

-длина ступени l2 = 24 мм.

Переходный участок вала между двумя (второй и третьей) смежными ступенями разных диаметров выполняем канавкой ширины b = 3 мм со скруглением r = 1 мм для выхода шлифовального круга, которая повышает концентрацию напряжений на переходном участке.

3) Третья ступень (выполняется заодно с цилиндрической шестерней).

Размеры третьей ступени вала:

-диаметр ступени d3 = 45 мм;

-длина ступени l3 = 29 мм.

4) Четвертая ступень (посадочная поверхность под подшипник).

Размеры четвертой ступени вала:

-диаметр ступени d4 = 40 мм;

-длина ступени l4 = 62 мм.

Для облегчения монтажа подшипника качения на торце четвертой ступени выполняем фаску с = 1,6 мм (сЧ45°).Переходный участок вала между третьей и четвертой ступенями выполняем аналогично переходному участку между второй и третьей.

10.2 Конструирование тихоходного вала

Конструкция тихоходного вала редуктора, а также диаметры и длины его ступеней были определены на стадии предварительного расчета валов.

При выполнении эскизной компоновки редуктора размеры диаметров и длин ступеней были уточнены.

1) Первая ступень (посадочная поверхность под элемент открытой передачи или полумуфту).

Выходной конец вала выполняется цилиндрическим со следующими размерами:...