7. Эскизная компоновка редуктора

7.1 В проектируемом редукторе оси валов параллельны, расстояние между валами a_w = 140(мм), что соответствует межосевому расстоянию зубчатой передачи

7.2 Редукторная пара вычерчивается в соответствии с геометрическими параметрами полученными в результате проектного расчета

7.3 Для предотвращения заедания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса, контур стенок проводим с зазором, из условия x³0,03*a_w+1 мм, принимаем х = 10 мм.

Также зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем из условия y ³ 4x, следовательно y = 40(мм)

7.4 Ступени быстроходного и тихоходного валов вычерчиваются на соответствующих осях по размерам принятым в проектном расчете. Ступени валов вычерчиваются в последовательности от 3 - ей до 1- ой, при этом длину 3 - ей ступени получаем конструктивно как расстояние между противоположными стенками корпуса

7.5 На 2 - ой и 4 - ой ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам для быстроходного вала d_б = 25(мм); D_б = 52(мм); B_б = 15(мм); для тихоходного вала d_т = 40(мм); D_т = 80(мм); B_т = 18(мм)

7.6 Определяем расстояние между точками приложения реакции подшипников быстроходного и тихоходного валов:

l_б = L_3б + B_б = 58 + 15 = 73(мм)

l_т = L_3т + B_т = 58 + 18 = 76(мм)

7.7 Определяем точку приложения консольных сил:

а) Силу давления цепной передачи принимаем приложенной к середине выходного конца тихоходного вала на расстоянии от точки приложения реакции смежного подшипника l_оп= 45,5(мм)

б) Силу давления муфты принимаем приложенной между полумуфтами, то есть точка приложения данной силы находится в торцевой плоскости выходящего конца быстроходного вала на расстоянии от точки приложения смежного подшипника l_м= 85(мм)

8. Проверочный расчет тихоходного вала

8.1 Составляем расчётную схему тихоходного вала редуктора:

8.2 Определяем реакции в подшипниках:

8.2.1 Вертикальная плоскость:

åM_A = 0

50*F_t – 108*R_BY = 0

R_BY= 50*F_t / 108= 854(Н)

åM_B = 0

58*F_t – 108*R_AY = 0

R_AY = 58*F_t / 108 = 990(Н)

åy = 0

R_AY + R_BY – F_t = 0

990 + 854 – 1844 = 0

где:

F_t = 1844(Н) – окружная сила зацепления

8.2.2 Горизонтальная плоскость:

åМ_А = 0

44*F_М + 50*F_r – 108*R_BX – 0,5*F_a*d = 0

R_BX = (44*F_М + 50*F_r – 0,5*F_a*d) / 108 = 645(Н)

åМ_B = 0

152*F_М - 58*F_r – 108*R_А_X – 0,5*F_a*d = 0

R_А_X = (152*F_М - 58*F_r – 0,5*F_a*d) / 108 = 1806(Н)

åy = 0

F_М – R_AX + R_BX – F_r = 0

1847 – 1806 + 645 – 686 = 0

где:

F_a = 388(Н) – осевая сила зацепления

F_r = 686(Н) – радиальная сила зацепления

F_М = 1847(Н) – радиальная сила муфты

d = 236,9(мм) – делительный диаметр колеса

8.3 Строим эпюру изгибающих моментов:

8.3.1 В вертикальной плоскости:

а) М_ИВ1 = 0

б) М_ИВ2 = 0

в) М_ИВ3 = 0,05*R_AY = 0,05*990 = 49,5(Н*м)

г) М_ИВ4 = 0,108*R_AY – 0,058*F_t = 0,108*990 – 0,058*1844 = 0

8.3.1 В горизонтальной плоскости:

а) М_ИГ1 = 0

б) М_ИГ2 = 0,044*F_М = 0,044*1847 = 81,3(Н*м)

в) М_ИГ3сл = 0,094*F_М – 0,05*R_AX = 0,094*1847 – 0,05*1806 =83,3(Н*м)

г) М_ИГ3сп = 0,094*F_М – 0,05*R_AX – 0,5*d*F_a = 0,094*1847 – 0,05*1806 –0,5*0,2369*388 = 37,4(Н*м)

в) М_ИГ4 = 0,152*F_М – 0,108*R_AX – 0,5*d*F_a – 0,058*F_r = 0,152*1847 – 0,108*1806 – 0,5*0,2369*388 – 0,058*686 = 0

“М_X” [Н*м]

8.4 Строим эпюру крутящих моментов (М_К = Т₂):

8.5 Определяем суммарные радиальные реакции подшипников, Н:

где:

R_AY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. А

R_AX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. А

R_BY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. В

R_BX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. В

8.6 Определяем максимальный изгибающий момент для участков вала, Н*м:

где:

М_ИГ – изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_ИВ – изгибающий момент в вертикальной плоскости

Принимаем М_И_MAX = 97(Н*м)

8.7 Для опасного участка сечения вала определяем эквивалентный момент по 3-ей гипотезе прочности, Н*м:

где:

М_И_MAX – максимальный изгибающий момент

М_К – вращающий момент тихоходного вала

8.8 Проверяем вал на прочность:

где:

d – диаметр 2-ого участка вала

М_ЭКВ – эквивалентный момент

[у_-1]_И – предел выносливости материала

9. Конструирование зубчатого колеса

9.1 За исходные данные принимаем:

диаметр тихоходного вала под колесо D_B = 48(мм)

диаметр вершин зубьев колеса d_a = 240,9(мм)

диаметр впадин зубьев колеса d_f = 232,1(мм)

ширина сечения шпонок b_ш = 14(мм)

ширину венца колеса b = 35(мм)

глубина паза ступицы l_СТ = 3,8(мм)

модуль зацепления m_n = 2(мм)

9.2 Определяем наружный диаметр ступицы колеса D_СТ, мм:

D_СТ = 1,6*D_B = 1,6*48 = 76,8

где: D_B – диаметр тихоходного вала под колесо

9.3 Определяем длину ступицы L_СТ, мм:

L_СТ = 1,3*D_B = 1,2*48 = 58

где:

D_B – диаметр тихоходного вала под колесо

9.4 Определяем толщину обода зубчатого венца д₁, мм:

д₁ = 3*m_n = 3*2 = 6

где:

m_n – модуль зацепления

9.5 Определяем толщину диска д₂, мм:

д₂ =3,6*m_n = 3,6*2 =7,2

где:

m_n – модуль зацепления

9.6 Определяем наружный диаметр канавки зубчатого венца D_K, мм:

D_K = d_f – 2*д₁ = 232,1 – 2*6 = 220,1

где:

d_f – диаметр впадины зубьев колеса

д₁ – толщина обода зубчатого венца

9.7 Определяем диаметр, определяющий расположение отверстий в диске D₁, мм:

D₁ = 0,5*(D_K + D_СТ) = 0,5*(220,1 + 76,8) = 148

где: D_K – наружный диаметр канавки зубчатого венца

D_СТ – наружный диаметр ступицы колеса

D_O = (D_K – D_СТ) / 3 = (220,1 – 76,8) / 3 = 48

где:

D_K – наружный диаметр канавки зубчатого венца

D_СТ – наружный диаметр ступицы колеса

9.9 Определяем глубину фаски l_ф, мм

l_ф = 0,5*m_n = 0,5*2 = 1

где: m_n – модуль зацепления

Угол наклона фаски принимаем равным 45˚

10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок

10.1 Принимаем по ГОСТ 23360 – 78 размер шпонок, пазов и длину шпонок. Материал шпонок СТ45 (нормализованная). Назначаем допускаемое напряжение на смятие при стальной [у]_СМ = 100 … 120(Н/мм²):

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки, мм		Фаска, мм	Глубина паза, мм		Длина l, мм
Диаметр вала, мм	b	h	Фаска, мм	вала	ступицы	Длина l, мм
30	8	7	0,4	4	3,3	32
48	14	9	0,4	5,5	3,8	50

Длина шпонки должна быть на 3 … 10 мм меньше длины ступицы детали насаживаемой на вал и принимают длину из ряда стандартных длин.

10.2 Проверяем соединения, осуществляемые с помощью призматических шпонок на смятие рабочих поверхностей и соединительных деталей для шестерни у_СМ1 и колеса у_СМ2:

где:

Т₁ – вращающий момент на быстроходном валу, Н*м

d – диаметр быстроходного вала под подшипник, мм

h – высота сечения шпонки, мм

l_р – расчетная длина шпонки, равная l_р = l – b = 32 – 8 = 24(мм)

где:

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу, Н*м

d – диаметр тихоходного вала под подшипник, мм

h – высота сечения шпонки, мм

l_р – расчетная длина шпонки, равная l_р = l – b = 50 – 14 = 36(мм)

у_СМ при стальных ступицах берется от 100 до 150 Мпа. Меньшие значения допускаемых напряжений принимают при передачах неравномерных или передаточных нагрузках.

Литература

1. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 1. – Минск: МГВРК, 1998

2. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 2. – Минск: МГВРК, 1999

3. Боголюбов С.К. Черчение. – М.: Машиностроение, 1989

Подбор и расчет редуктора (стр. 4 из 4)

8. Проверочный расчет тихоходного вала