М4х=FМ1 ·0,055;
М4х=-718·0,055=-39,5Нм;
М5х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
Т1-1=0;
Т1-1=T1/2=80,7/2=40,35Нм;
Т2-5= T1=80,7Нм.
5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов
Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.5.
Таблица 5. Параметры выбранных подшипников
Ведущий вал | Промежуточный вал | Ведомый вал | |
№ | 308 | 308 | 318 |
d, мм | 40 | 40 | 80 |
D, мм | 90 | 90 | 190 |
С, кН | 41 | 41 | 143 |
Со, кН | 22,4 | 22,4 | 99 |
RАх, Н | 395 | 34,5 | 36612 |
RАу, Н | 1019 | 34,5 | 7104 |
RБх, Н | 2224 | 60 | 2469 |
RБу, Н | 2224 | 60 | 2469 |
Fr, Н | 251 | 267 | 4938 |
Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Определяем долговечность подшипников ведомого вала, имеющего наибольшую радиальную нагрузку.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
Fэ=(ХV×FrА+Y×FаА) Kd×Kτ; [1,c.212];
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,3;
FаА=0;
Х=1 для шариковых подшипников;
V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ=1х1х4938х1,3х1=6,4кН<C=143кН
Определяем номинальную долговечность подшипников в часах
[1,c.211]; ; ч.Долговечность обеспечена.
6. Подбор и проверочный расчет шпонок
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.
Рис.11 Сечение вала по шпонке
6.1 Шпонки ведущего вала
Для выходного конца быстроходного вала при d=32 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=10x8 мм2 при t=5мм (рис.11).
При длине ступицы шкива lш=58 мм выбираем длину шпонки l=50мм.
Материал шпонки – сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
(7.1)где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т1=80700 Н×мм.
lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;
[s]см – допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2) вычисляем:
Условие выполняется.
Для шестерен быстроходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм, t1=3,8мм (рис.10).
При длине ступицы шестерни lш=54 мм выбираем длину шпонки l=45мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (10.1):
Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:
s≥2,5m, где m – модуль зубчатой передачи.
Рис.11 Схема для проверки возможности изготовления отдельной шестерни
s=[df – (dк + 2t1)]/2=[48 – (50+2х3,3)]/2=-8,6<0,
т.е. шестерню невозможно изготовить отдельно, необходимо изготовление вала-шестерни.
6.2 Шпонки промежуточного вала
Для зубчатых колес промежуточного вала при d=48 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5мм, t1=3,3мм (рис.10).
При длине ступицы шестерни lш=54 мм выбираем длину шпонки l=45мм. Т2=388Нм=388000Нмм. С учетом того, что на промежуточном валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]см=170…190 Н/мм2) вычисляем по формуле (7.1):
Для шевронной шестерни вала при d=52 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5мм, t1=3,3мм (рис.11).
При длине ступицы шестерни lш=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.
Условие выполняется.
Проверим толщину тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис.12). Для изготовления шестерни отдельно от вала должно соблюдаться условие:
s≥2,5m, где m – модуль зубчатой передачи.
s=[df – (dк + 2t1)]/2=[80,5 – (52+2х5,5)]/2=11,5>10,
т.е. шестерню можно изготовить отдельно.
6.3 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала
Передаваемый момент Т=1964Нм=1964000Нмм.
Для выходного конца ведомого вала при d=80 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=22x14 мм2 при t=9мм.
При длине ступицы полумуфты lМ=105 мм выбираем длину шпонки l=100мм.
Для зубчатого колеса ведомого вала при d=82 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=25x14мм2 при t=9мм.
При длине ступицы шестерни lш=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.
условие выполняется.
Таблица 6. Параметры шпонок и шпоночных соединений
Параметр | вх.вал- полум | промвал-косозуб | промвал-шеврон | вых.вал-шеврон | вых.вал-полум. |
Ширина шпонки b,мм | 10 | 14 | 16 | 22 | 25 |
Высота шпонки h,мм | 8 | 9 | 10 | 14 | 14 |
Длина шпонки l,мм | 50 | 45 | 70 | 70 | 100 |
Глубина паза на валу t,мм | 5,5 | 5,5 | 6 | 9 | 9 |
Глубина паза во втулке t1,мм | 3,3 | 3,8 | 4,3 | 5,4 | 5,4 |
7. Определение конструктивных размеров зубчатых передач
Так как зубчатые колеса имеют относительно небольшие диаметры, изготовление их планируем из круглого проката. Конструкцию колес принимаем стандартную, т.е. зубчатое колесо состоит из обода, диска и ступицы, а шестерня – из обода и ступицы. Определяем конструктивные размеры каждой из частей (см. рис.12).
Диаметр и ширина обода равны соответственно диаметру вершин зубьев и ширине зубчатого колеса.
Определяем толщину обода зубчатых колес:
S1=2,2m + 0,05b2=2,2х2 + 0,05х54=7,1мм.
S2=2,2m + 0,05b2=2,2х5 + 0,05х82=15,1мм.
Длины ступиц и внутренние диаметры определены ранее. Наружные диаметры ступиц определяем по формуле:
dст=1,55d;
dст1=1,55х48=62мм, dст2=1,55х52=81мм, dст3=1,55х95=147мм.
Рис.12 Конструктивные размеры зубчатых колес
Из ряда Rа40 линейных размеров (по ГОСТ6636-69) выбираем dст1=63мм, dст2=85мм, dст3=150мм.
Определяем толщину дисков С≥b /4.
С1=54/4=13,5мм. Принимаем С1=15мм,
С2=82/4=20,5мм. Принимаем С2=21мм,
Радиус R=2мм.
Размеры фасок обода и ступицы выбираем в зависимости от их диаметров 2,5…4мм
Принимаем α=45º, γ=0°
Все рассчитанные и выбранные значения сводим в табл.7.
Таблица 7. Конструктивные размеры зубчатых колес
Составная часть | Наименование | Колесо косозуб | Шестерня шеврон | Колесошеврон |
Обод | Ширина, мм | 54 | - | 82 |
Диаметр(da), мм | 271 | - | 422,3 | |
Толщина, мм | 7 | - | 15 | |
Фаска, ммх45° | 2,5 | 4 | ||
Ступица | Диаметр внутренний, мм | 48 | 53 | 95 |
Диаметр наружный, мм | 63 | 71 | ||
Длина, мм | 42 | 85 | 150 | |
Фаска, ммх45° | 2 | 4 | 4 | |
Диск | Толщина, мм | 15 | - | 21 |
8. Определение конструктивных размеров корпуса
Принимаем за основу разъемную конструкцию чугунного корпуса, приведенную на рис.13.
Рис.13 Конструкция корпуса редуктора
Используя ориентировочные соотношения, определяем основные размеры корпуса.
Толщина стенки основания корпуса:
где Т3 момент на тихоходном валу редуктора, Т3 =1964Нм;
Принимаем δкор=8мм.
Толщина стенки крышки корпуса δкр=0,9δкор=7мм.
Толщина ребра в основании δреб=δкор=8мм.
Толщина подъемного уха в основании δу=2,5δкр=18мм.