Кинематический расчёт привода

Вычислим предварительное значение межосевого расстояния [1]:

,

где K - коэффициент зависящий от поверхностной твёрдости зубьев, для твёрдости шестерни и колеса H₁ 350 HB и H₂ 350 HB K = 10;

U_ред - передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора;

+(-) - знак, учитывающий внешнее (внутреннее) зацепление;

Т_вх - номинальный крутящий момент на шестерне в Нм.

мм.

По найденному предварительному значению межосевого расстояния определим окружную скорость в зацеплении[1]:

, м/с,

где n_вх - частота вращения входного вала редуктора.

м/с.

Выбираем исследуемую зубчатую передачу 8 степени точности (передача низкой точности) [1].

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи [1]:

,

где k_a = 390 - вспомогательный коэффициент для косозубых колёс [2];

K_А - коэффициент внешней динамической нагрузки, K_А = 1,0 [1];

K_Hv - коэффициент внутренней динамики нагружения; K_Hv = 1,12 [1];

K_H - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца;

K_H - коэффициент распределения нагрузки между зубьями; по ГОСТ 21354-87 для косозубых передач K_H =1,12 [3];

_ba = 0,4 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния, выбирается из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения зубчатого колеса относительно опор (при симметричном расположении - _ba = 0,315…0,5);

[у]_H - допускаемое контактное напряжение в МПа.

Для определения коэффициента K_H необходимо вычислить коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра _bd

.

.

Величина коэффициента K_H = 1,02 [3].

мм,

Принимаем значение [1].

Определение ширины венцов[1]:

зубчатого колеса

,

b₂ = 0,4 90 = 36 мм.

Шестерни

b₁ = b₂ + (3…5)

b₁ = 36 + 4 =40 мм.

Примем предварительно число зубьев шестерни , угол наклона зуба =13°и определим модуль зацепления[5]:

, мм

мм.

Полученное расчётное значение m округлим до ближайшей величины m = 3,0 мм, в соответствии с ГОСТ 9563-80[1].

Определяем суммарное число зубьев передачи [5]:

,

.

Окончательно выбираем суммарное число зубьев передачи = 60.

Определяем действительный угол наклона зуба[5]:

,

Определяем действительное число зубьев шестерни, при этом должны выполняться следующие условия z₁ - целое число и z₁ 17 [5]:

,

Окончательно выбираем число зубьев шестерни .

Определяем число зубьев зубчатого колеса[5]:

.

z₂ = 60-20 = 40 .

Окончательно выбираем число зубьев колеса z₂ = 40.

Действительное передаточное число зубчатой передачи [5]:

.

Диаметры начальных окружностей[5]

,мм.

для шестерни

для колеса

Диаметры вершин зубьев [5]:

,мм

для шестерни

для колеса

.

Диаметры ножек зубьев [5]:

,мм

для шестерни

для колеса

.

Расчётное межосевое расстояние[5]:

,мм

мм

Вычисленное значение межосевого расстояния а_w округляют до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-88[1]. Ближайшее стандартное значение а_w = 90 мм.

Рассчитанные параметры и размеры колес см. рис.1.

Проверка расчётных контактных напряжений

Расчет и конструирование валов

Определим диаметры выходных участков валов редуктора из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [1]:

, мм,

где [] = 20…30 МПа - для всех валов (меньшие величины - для быстроходных валов, большие для тихоходных валов),

Т - вращающий момент на валу, Нм.

Быстроходный вал

Рисунок 2

Диаметр выходного конца:

мм.

Полученный диаметр не соответствует стандартному, поэтому округляем его до ближайшего значения из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69 .

Диаметр вала под подшипниками качения [1]:

d₂= d_вал1 + 2t, мм.

Высоту буртика t=2,2, а также значения фаски подшипника r=2,0 и ориентировочную величину фаски ступицы с₁=1,0 можно определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени d по таблице 17 [1]:

d₂= 26 + 2 2,2 = 32,4 мм.

Полученное значение диаметра вала под подшипник качения необходимо округлить до ближайшего большего значения из нормального ряда диаметров кратного 5 мм. Окончательно диаметр под подшипник d₂= 35 мм.

Для облегчения конструирования изготовим шестерню совестно с валом - вал-шестерня (рисунок 2).

Переходной диаметр вала от подшипника до шестерни [1]:

d₃ = d₂ + 3,2r, мм,

где r - размеры фаски подшипника [1].

d₃= 35 + 3,2 1,6 = 40,12 мм.

Ближайший диаметр вала под шестерней d₃ = 40 мм. Рассчитаем длину каждой ступени вала [4]. Для диаметра выходного конца [4]:

, мм

мм.

Окончательно принимаем мм.

Длину ступицы рассчитаем [4]:

, мм.

Для диаметра под подшипники качения [4]:

, мм

мм.

Для диаметра вала-шестерни , длина ступени определяется графически на эскизной компоновке редуктора.

Для диаметра под подшипники качения , длина ступени определяется в зависимости от выбора подшипника. В нашем случае, выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник особо легкой серии по ГОСТ 8338-75.

Условное обозначение: Подшипник 1000907 ГОСТ 8338-75.

Следовательно [4]:

, мм.

мм

Тихоходный вал

Рисунок 3

Диаметр выходного конца тихоходного вала

мм.

Ближайший больший стандартный диаметр выходного конца вала d_вал2 = 30м.

Диаметр вала под подшипниками качения:

d₂= 30 + 2 2,2 = 34,4 мм.

Полученное значение диаметра вала под подшипник качения необходимо округлить до ближайшего большего значения из нормального ряда диаметров кратного 5 мм. Окончательно диаметр под подшипник d₂= 35 мм. Диаметр вала под колесом

d₃ = d₂ + 3,2r, мм,

где r - размеры фаски подшипника.

d₃= 35 + 3,2 2 = 41,1 мм.

Округляем диаметр до ближайшего стандартного числа d₃ = 40 мм.

Для предотвращения смещения ступицы вдоль оси обычно на валу выполняют уступ. Установка ступицы к уступу (заплечику) вала представлена на рисунке 4. Диаметр заплечика [1]:

d₅ = d₃ + 2t₁ = d₃ + 2(1,5…1,7)с₁, мм.

d₅ = 40 + 2 1,5 1,2 = 43,6 мм

Ближайший больший стандартный диаметр d₅ = 45 мм.

Рисунок 4

Длину вала под ступицей рассчитываем по формуле [4]:

, мм.

мм.

Диаметр ступицы [4]:

, мм

мм.

Рассчитаем длину каждой ступени вала [4].

Для диаметра выходного конца [4]:

, мм

мм.

Длину ступицы рассчитаем [4]:

, мм.

Для диаметра под подшипники качения [4]:

, мм

мм.

Для диаметра вала под колесо , длина ступени определяется графически на эскизной компоновке редуктора.

Для диаметра под подшипники качения , длина ступени определяется в зависимости от выбора подшипника. выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник особо легкой серии по ГОСТ 8338-75.

Условное обозначение: Подшипник 1000907 ГОСТ 8338-75.

Следовательно [4]:

, мм.

мм.

Компоновка редуктора

Проектный расчет вала. Быстроходный вал

Определим нагрузки на вал.

Силу в зацеплении раскладывают на три взаимно перпендикулярные составляющие:

определим окружную силу [4]:

, Н;

;

определим радиальную силу [4]:

, Н;

;

определим осевую силу [4]:

, Н;

.

Определяем консольную силу, вид открытой передачи - ременная передача[4]:

, Н;

. Разбиваем на две составляющие

Н;Н.

Определим реакции в подшипниках [4]:

1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, составляя уравнения равновесия в виде суммы моментов всех сил, относительно точек B и D, Н:

;

;

.

;

;

.

Проверка:

;

;

.

б) строим эпюру изгибающих моментов, относительно оси Х в характерных сечениях 2…4, Н·м:

;

;

Н·м;

 - при рассмотрении сил слева направо;

Н·м;

- при рассмотрении сил справа налево;

Н·м;

.

2. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, составляя уравнения равновесия в виде суммы моментов всех сил, относительно точек В и D, Н:

;

;

.

;

;

.

Проверка: ;

;

.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н·м:

;

;

Н·м;

- при рассмотрении сил слева направо;

Н·м;

- при рассмотрении сил справа налево;

Н·м;

.

3 Строим эпюру крутящих моментов [4]:

;

4 Определяем суммарные радиальные реакции [4]:

; .

; .

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях [4]:

; .

; ;

.

6.Определяем эквивалентные изгибающие моменты в наиболее характерных точках [5]:

;

где [5];

7.Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах [5]:

где , (табл. 17.2.1) [5],

[5].

.

Рисунок 7 - Результаты проектного расчета быстроходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктора

Тихоходный вал

Определим нагрузки на вал.

Силу в зацеплении раскладывают на три взаимно перпендикулярные составляющие:

определим окружную силу [4]:

, Н;

;

определим радиальную силу [4]:

, Н;

;

определим осевую силу [4]:

, Н;

.

Определяем консольную силу, вид открытой передачи - муфта[4]:

, Н;

.

Определим реакции в подшипниках [4]:

1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, составляя уравнения равновесия в виде суммы моментов всех сил, относительно точек D и B, Н:

;

;

.

;

;

.

Проверка:

;

;

.

б) строим эпюру изгибающих моментов, относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

;

;

- при рассмотрении сил слева направо;

Н·м;

- при рассмотрении сил справа налево;

Н·м;

.

2. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, составляя уравнения равновесия в виде суммы моментов всех сил, относительно точек B и D, Н:

;

;

.

;

;

.

Проверка: ;

;

.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4, Н·м:

;

;

;

.

3 Строим эпюру крутящих моментов [4]:

;

4 Определяем суммарные радиальные реакции [4]:

; .

; .

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях [4]:

; .

; ;

.

6.Определяем эквивалентные изгибающие моменты в наиболее характерных точках [5]:

;

где [5];

7.Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах [5]:

где , (табл. 17.2.1) [5],

[5].

.

Рисунок 8 - Результаты проектного расчета тихоходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Проверка вала на усталостную прочность. Быстроходный вал

Проверка вала на усталостную прочность состоит в определении запасов прочности в сечениях проверяемого вала.

Выберем материал вала для средних нагрузок без термообработки сталь Ст 3 ГОСТ 380-94.

1. Наметим опасные сечения вала. Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте M_сум [6].

Анализируя линию сечений вала можно сделать вывод, что потенциально слабыми сечениями вала являются сечения 1, 2, 3: первое - переход с диаметра 28мм на диаметр 35 мм - галтель (по предварительным расчетам примем диаметр вала 26 мм);

второе - на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой (по предварительным расчетам примем диаметр вала 32 мм);

третье - на ступенчатый переход галтелью между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени с буртиком .

Выбранные сечения имеют параметры:

сечение 1 d_{вал 1}, М_и1 , Т₁;

сечение 1 d_вал1=26 мм. М_и1=84,6Н/м, Т₁=87,4 Н/мм;

сечение 2 d_{вал 2}, M_и2 , Т₂;

сечение 2 d_{вал 2}=35 мм. М_и2=91,8Н/м, Т₂=87,4 Н/мм;

сечение 3 d_{вал 3}, М_и3 , Т₃;

сечение 3 d_{вал 2}=40 мм. М_и3=79,98Н/м, Т₃=87,4 Н/мм;

2. Для каждого выбранного сечения вала, следуя из его конструкции, выбирается тип концентратора напряжений и по табл. 7.6.3 [5] для этого типа концентратора выбираются значения коэффициентов концентрации напряжений по изгибу (k_у) и по кручению (k_Т):

сечение 1 - k_у1, k₁;

сечение 1 - k_у1=1,6, k₁=1,25;

сечение 2 - k_у2, k_2;

сечение 2 - k_у2=1,65, k₂=1,65;

сечение 3 - k_у3, k₃;

сечение 3 - k_у3=1,85, k₃=1,4.

3. Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям [6]:

где у_-1=170 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, МПа (табл. 17.2.1)[5];

у_а - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа,

;

где М_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм;

W - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³ .

Для первого сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для второго сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для третьего сечения [6]: , мм³;

, мм³.

k - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (выбран выше);

- коэффициент влияния масштабного фактора (табл. 5.7) [6]:

; ; .

- коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений (в нашем случае [6]).

МПа;

МПа;

МПа.

Имея все данные, рассчитаем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

.

4. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [6]:

где -₁=100 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, МПа(табл. 17.2.1)[5];

_а - амплитуда цикла напряжений кручения [6];

_т - постоянная составляющая напряжений кручения:

, МПа

где Т - крутящий момент на валу, Нм;

W_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³ :

Для первого сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для второго сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для третьего сечения [6]: , мм³;

, мм³.

k - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (выбран выше);

- коэффициент влияния масштабного фактора (табл. 5.7) [6]:

; ; .

Ш - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений (в нашем случае [6]).

МПа;

МПа;

МПа.

Имея все данные, рассчитаем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

;

.

5.Определим общий запас сопротивления усталости (n_min = 1,5) [6]:

.

Допускаемый общий коэффициент запаса прочности [n]=3 [6].

;

;

.

Сравнив рассчитанный общий коэффициент трех выбранных сечений с допускаемым запасом прочности, можно сделать вывод, что вал пригоден для рассматриваемого одноступенчатого редуктора.

Тихоходный вал

Проверка вала на усталостную прочность состоит в определении запасов прочности в сечениях проверяемого вала.

Выберем материал вала для средних нагрузок без термообработки сталь Ст 3 ГОСТ 380-94.

1. Наметим опасные сечения вала. Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте M_сум [6].

Анализируя линию сечений вала можно сделать вывод, что потенциально слабыми сечениями вала являются сечения 1, 2, 3: первое - переход с диаметра 30мм на диаметр 35 мм - галтель;

второе - на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой;

третье - на ступени под колесом (шестерней).

Выбранные сечения имеют параметры:

сечение 1 d_{вал 1}, М_и1 , Т₁;

сечение 1 d_вал1=30 мм. М_и1=97,3Н/м, Т₁=154,4 Н/мм;

сечение 2 d_{вал 2}, M_и2 , Т₂;

сечение 2 d_{вал 2}=30 мм. М_и2=92,4Н/м, Т₂=154,4 Н/мм;

сечение 3 d_{вал 3}, М_и3 , Т₃;

сечение 3 d_{вал 2}=30 мм. М_и3=97,3Н/м, Т₃=154,4 Н/мм;

2. Для каждого выбранного сечения вала, следуя из его конструкции, выбирается тип концентратора напряжений и по табл. 7.6.3 [5] для этого типа концентратора выбираются значения коэффициентов концентрации напряжений по изгибу (k_у) и по кручению (k_Т):

сечение 1 - k_у1, k₁;

сечение 1 - k_у1=1,65, k₁=1,4;

сечение 2 - k_у2, k_2;

сечение 2 - k_у2=1,65, k₂=1,65;

сечение 3 - k_у3, k₃;

сечение 3 - k_у3=1,75, k₃=1,5.

3. Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям [6]:

где у_-1=170 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, МПа (табл. 17.2.1)[5];

у_а - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа,

;

где М_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм;

W - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³ .

Для первого сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для второго сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для третьего сечения [6]: , мм³;

, мм³.

k - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (выбран выше);

- коэффициент влияния масштабного фактора (табл. 5.7) [6]:

; ; .

- коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений (в нашем случае [6]).

МПа;

МПа;

МПа.

Имея все данные, рассчитаем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

;

.

4. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [6]:

где -₁=100 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения, МПа(табл. 17.2.1)[5];

_а - амплитуда цикла напряжений кручения [6];

_т - постоянная составляющая напряжений кручения:

, МПа

где Т - крутящий момент на валу, Нм;

W_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³ :

Для первого сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для второго сечения [5]: , мм³;

мм³.

Для третьего сечения [6]: , мм³;

, мм³.

k - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (выбран выше);

- коэффициент влияния масштабного фактора (табл. 5.7) [6]:

; ; .

Ш - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений (в нашем случае [6]).

МПа;

МПа;

МПа.

Имея все данные, рассчитаем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

;

;

.

5.Определим общий запас сопротивления усталости (n_min = 1,5) [6]:

.

Допускаемый общий коэффициент запаса прочности [n]=3 [6].

;

;

.

Сравнив рассчитанный общий коэффициент трех выбранных сечений с допускаемым запасом прочности, можно сделать вывод, что вал пригоден для рассматриваемого одноступенчатого редуктора.

Расчет подшипников качения

Рассчитаем и подберем подшипник в точке B (тихоходный и быстроходный валы) для вала d=35 мм при следующих исходных данных: радиальная нагрузка , осевая нагрузка , срок службы , частота вращения , нагрузка спокойная , температура нагрева до 125° , вращается внутреннее кольцо V=1.

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=35 определяют: соотношение , по величине которого из табл. 8.5.2 [5] выбирают значение параметра ;

,

принимаем .

Параметр осевого нагружения [7]:

;

что меньше табличного значения 0,28. Принимаем решение установить шариковый радиальный однорядный подшипник. Следовательно, коэффициенты радиальной и осевой нагрузки X, Y, принимаем по табл. 9.8 [7]: .

Рассчитаем эквивалентную нагрузку [7]:

Н;

.

Долговечность подшипника [7]:

млн. оборотов.

Динамическая грузоподъемность:

где р=3 [7] - показатель степени для шариковых подшипников.

.

По диаметру вала 35мм подшипник 1000907 имеет С=10,4 кН, а подшипник 7000107 имеет С=12,4 кН.

По таблице 8.10.2 [5] принимаем подшипник 1000907.

Рассчитаем и подберем подшипник в точке D для вала d=35 мм при следующих исходных данных: радиальная нагрузка , осевая нагрузка , срок службы , частота вращения , нагрузка спокойная , температура нагрева до 125° , вращается внутреннее кольцо V=1.

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=35 определяют: соотношение , по величине которого из табл. 8.5.2 [5] выбирают значение параметра ;

,

принимаем .

Параметр осевого нагружения [7]:

;

что меньше табличного значения 0,28. Принимаем решение установить шариковый радиальный однорядный подшипник. Следовательно, коэффициенты радиальной и осевой нагрузки X, Y, принимаем по табл. 9.8 [7]: .

Рассчитаем эквивалентную нагрузку [7]:

Н;

.

Долговечность подшипника [7]:

млн. оборотов.

Динамическая грузоподъемность:

где р=3 [7] - показатель степени для шариковых подшипников.

.

По диаметру вала 35мм подшипник 7000107 имеет С=12,4 кН,а подшипник 107 имеет С=15,9 кН.

С точки зрения обеспечения грузоподъемности и долговечности использование таких подшипников удовлетворительно, но оно приводит к большому увеличению габаритов подшипникового узла, за счет увеличения наружного диаметра подшипника D и ширины В и поэтому нежелательно.

Следовательно, по таблице 8.10.2 [5] принимаем подшипник 1000907.

Расчет шпоночного соединения

Подберем стандартную призматическую шпонку и проверим её на прочность для тихоходного вала. Диаметр вала d = 30 мм; момент, передаваемый валом, М_К = 154,4 Н·м. Ступица детали насаженной на вал, стальная. Допускаемые напряжения при стальных шпонке и ступице [у]_СМ = 120 МПа.

По ГОСТ 23360-78 [4] в соответствии с заданным диаметром вала d = 30 мм выбираем призматическую шпонку с размерами b = 8 мм; h = 7 мм.

Длину шпонки определяем из условия отсутствия смятия боковых поверхностей в соединении по формуле

,

где [у]_СМ = 120 МПа.

По СТ СЭВ 189-75 [1] и предварительной компановке привода принимаем стандартную длину шпонки ? = 80 мм.

Определяем напряжения среза в шпонке

,

что меньше допускаемого напряжения [ф]_СР = 60...80 МПа.

Условное обозначение принятой шпонки [4]:

Шпонка 8780 ГОСТ 23360-78.

Подберем стандартную призматическую шпонку и проверим её на прочность. Диаметр вала d = 30 мм; момент, передаваемый валом, М_К = 154,4 Н·м. Ступица детали насаженной на вал, стальная. Допускаемые напряжения при стальных шпонке и ступице [у]_СМ = 120 МПа.

Шпоночный паз на 3-й ступени располагаем со стороны паза 1-й ступени.

По ГОСТ 23360-78 [4] в соответствии с заданным диаметром вала d = 40 мм выбираем призматическую шпонку с размерами b = 12 мм, h = 8 мм.

Напряжение смятие вычисляем по формуле [5]:

, МПа

что меньше допускаемого напряжения [у]_СМ = 120 МПа.

Напряжение среза вычисляем по формуле [5]:

что меньше допускаемого напряжения [ф]_СР = 60...80 МПа.

Условное обозначение принятой шпонки [12]:

Шпонка 12836 ГОСТ 23360-78.

Подберем стандартную призматическую шпонку и проверим её на прочность для выходного конца быстроходного вала. Диаметр вала d = 26 мм; момент, передаваемый валом, М_К = 87,4 Н·м. Ступица детали насаженной на вал, стальная. Допускаемые напряжения при стальных шпонке и ступице [у]_СМ = 120 МПа.

По ГОСТ 23360-78 [4] в соответствии с заданным диаметром вала d = 26 мм выбираем призматическую шпонку с размерами b = 8 мм; h = 7 мм.

Длину шпонки определяем из условия отсутствия смятия боковых поверхностей в соединении по формуле

,

где [у]_СМ = 120 МПа.

По СТ СЭВ 189-75 [1] и предварительной компоновке привода принимаем стандартную длину шпонки ? = 63 мм.

Определяем напряжения среза в шпонке

,

что меньше допускаемого напряжения [ф]_СР = 60...80 МПа.

Условное обозначение принятой шпонки [4]:

Шпонка 8722 ГОСТ 23360-78.

Выбор смазки зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижение шума и вибраций.

Так как данный редуктор является редуктором общего назначения, то применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) [4].

Выберем сорт масла [4]: масло И-Г-А-46 (И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок, 46 - класс кинематической вязкости).

Определим количество масла [4]: 0,4 … 0,8 л масла на 1 кВт - 3,3 л на 5,5 кВт.

Определим уровень масла [4]: при окунании в масляную ванну колеса m?h_M?0,25d₂, где m - модуль зацепления. Принимаем h_M= 15мм.

Для смазывания подшипника примем жидкий смазочный материал, путем разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Выбор муфты

В качестве соединения выходного конца тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины примем муфту упругую втулочно-пальцевую исполнение 1.

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального [4]:

Т_р = k_р•Т₂ ? Т;

где k_р - коэффициент режима нагрузки,

k_р = 1,25 [4].

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н•м,

Т₂=154,4 Н•м.

Подставим значения в формулу, получим:

Т_р = 1,25•154,4 ? 250;

Т_р = 193,3? 250.

Принимаем, муфту упругую втулочно-пальцевую: Муфта 250-30-1 ГОСТ 21424-93

Компоновка редуктора (расчет основных размеров элементов корпуса редуктора). Фланцевые соединения

Для соединения крышки редуктора с корпусом используют болты с наружной шестигранной головкой. Крышка и корпус формируют гнезда для установки подшипников. Форма гнезд не должна отклоняться от цилиндрической иначе возможна деформация наружных колец подшипников, и как следствие несвоевременный выход из строя всего редуктора. Точность позиционирования крышки достигается установкой двух штифтов на большом расстоянии друг от друга (рисунок 10).

Рисунок 9 - Установка конических штифтов (х = 2…3)

Диаметр штифтов

dшт = 4 мм.

Поверхности сопряжения корпуса и крышки для плотного их прилегания шабрят или шлифуют. Прокладки, установленные в этой плоскости разъёма, искажают форму посадочных отверстий под подшипники, поэтому эти поверхности для лучшего уплотнения покрывают тонким слоем герметика.

Крышки люков

Внешний осмотр деталей редуктора, контроль правильности зацепления и заливку масла проводят через смотровые люки. Для удобства люк располагают в верхней части крышки редуктора. Люки обычно закрывают стальной крышкой толщиной не менее 2 мм. Размеры люка были приняты в процессе прочерчивания редуктора ( рис. 10) .

Рисунок 9 - Крышка люка

Для избежания попадания пыли корпус редуктора изолируется от внешней среды уплотняющими прокладками (между крышкой люка и крышкой корпуса, между крышками подшипников и корпусом) и манжетами (между валами и проходными крышками подшипников). При длительной работе происходит нагрев деталей редуктора, а соответственно масла и воздуха внутри корпуса. В результате повышается давление и происходит просачивание масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, посредине крышки приваривают отдушину (рисунок 10). Через неё воздух во внутренней полости корпуса сообщается с внешней средой. Принятые размеры ручки-отдушины даны в таблице .

Рисунок 10 - Ручка-отдушина смотрового люка

Таблица. - Размеры ручки-отдушины смотрового люка

Контроль уровня масла