Редуктор цилиндрический прямозубый

     τ_к = Т/W_р = 16Т₂/(πd³) = 16 × 34,4/(3,14 × (32 × 10^–3)³) = 5,35 × 10⁶ Па.

     5. Вычисляем эквивалентное напряжение  и сравниваем его с допускаемым:

     

     VIII. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

     Быстроходный  вал.

     Для выходного конца вала диаметром d_в1 = 18 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 6 x 6 мм при t₁ = 4 мм. Так как длина выходного конца вала l₁ = 34 мм, то принимаем длину шпонки l = 28 мм.

     Расчетная длина шпонки со скрученными торцами

     l_p = l – b = 28 – 6 = 22 мм.

     Так как на выходные концы валов возложена  посадка чугунной детали, то допускаемое напряжение смятия следует принять для чугунных ступиц, для которых [s_см] = 60…90 МПа.

     

     Тихоходный  вал.

     а) Для выходного конца вала при d_в2 = 24 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 8 х 7 мм при t₁ = 4 мм. Так как длина выходного конца вала l₂ = 40 мм, то принимаем длину шпонки l = 34 мм.

     Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

     l_p = l – b = 34 – 7 = 27 мм.

     Проверяем соединение на смятие:

       

     б) Для посадки ступицы зубчатого  колеса на вал при  = 36 мм по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 10 х 8 мм при t₁ = 5 мм. Для стальной ступицы [s_см] = 100…150 МПа. Так как длина ступицы колеса l_ст = 45 мм, то длину шпонки примем 35 мм.

     Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

     l_p = l – b = 35 – 8 = 27 мм.

     Проверяем запроектированное шпоночное соединение на смятие:

     

     IX. Подбор подшипников.

     Быстроходный  вал.

     а) Определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников:

     

     

     б) Вал шестерни предполагается смонтировать на радиально-упорных конических роликоподшипниках. По формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0,365 для ориентировочно легкой серии с d = 30 мм:

     S_A = 0,83е F_rA = 0,83 × 0,365 × 472 = 143 Н;

     S_В = 0,83е F_rВ = 0,83 × 0,365 × 173 = 52 Н.

     в) по табл. 5 находим суммарные осевые нагрузки. Так как S_A > S_B

     и F_a1 = 24,8 > 0, то

        F_aА = S_A = 143 H;

        F_aB = S_{A +} F_a1 = 143 + 24,8 = 167,8 H.

     г) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициентов в формуле (209):

     L_h = 15 × 10³ ч; V = 1; К_б = 1; К_Т = 1; n = n₁ = 930 мин^–1; a = 10/3.

     При  F_аA / (VF_rA) = 143 A / (1 × 472)  =  0,303  <  е = 0,365  получаем Х = 1, Y = 0 для подшипника 7206; при F_aВ / (VF_rB) = 167,8 / 173 = 0,97.

     д) по формуле (210) определим, на какую опору действует наибольшая эквивалентная нагрузка:

     Р_А = (XVF_rA + YF_aA) K_бK_т = (1 × 1 × 143 + 0) × 1 × 1 = 143 Н;

     Р_B = (XVF_rB + YF_aВ) K_,K_T = (0,4 × 1 × 173 + 1,03) × 5 × 167,8) × 1 × 1 = = 243 Н.

     Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность найдем для опоры В, как наиболее нагруженной (Р_max = Р_В = 243 Н).

     С_тр = Р_А(6 × 10^–5 n₁L_h)^1/а = 243(6 × 10^–5 × 930 × 15×10³)^3/10 = 1,83 × 10³ Н = 1,83 кН;

     е) по табл. П43 окончательно принимаем  конический роликоподшипник 72076 легкой серии, для которого d = 30 мм, D = 62 мм, Т_max = 17,5 мм, С = 29,2 кН, n_пр > 4 × 10³ мин^–1, е = 0, 365;

     ж) с помощью формулы (215) уточняем точки  приложения реакций и анализируем возможность изменения долговечности выбранного подшипника:

     а = 0,5Т + (е/3) (d + D) = 0,5 × 17,5 + (0,365/3) (30+62) = 19,9 мм,

что приведет к изменению а₁ и с₁ всего на а – Т_max = 19,9 – 17,5 » 2,4 мм и, следовательно, незначительному изменению значения реакций F_A и F_В.

      Тихоходный  вал.

      а) Определяем размер суммарных радиальных нагрузок подшипников:

      

      

     б) Принимаем установку тихоходного  вала на радиально-упорных конических роликоподшипниках при осевой нагрузке F_а = 99,2 Н.

     в) По формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0,365 для ориентировочно назначенной легкой серии с d = 30 мм:

     S_A = 0,83e F_rA = 0,83 × 0,365 × 223,3 = 67,6 H

     S_B = 0,83e F_rB = 0,83 × 0,365 × 111,7 = 33,8 H

     г) По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки.

     Так как S_A > S_B и F_a = F_a2 = 99,2 H > 0, то

     F_aA = S_A = 67,6 H,

     F_aB = S_A + F_a = 67,6 + 99,2 = 166,8 Н.

     д) Назначаем долговечность подшипника и определяем значение коэффициентов в формуле (209):

     L_n = 15 × 10³ ч; V = 1; К_б = 1; К_т = 1;

     n = n₂ = 232,5 мин^–1; a = 10/3.

     При F_aA/(VF_rA) = 67,6/(1 × 223,3) = 0,3 < e = 0,365 получаем Х = 1, Y = 0;

     при F_aВ/(VF_rВ) = 166,8/(1 × 111,7) = 1,5 > e и, следовательно Х = 0,4, Y = 1,645 для подшипника 7206.

     е) По формуле (210) вычислим эквивалентную  нагрузку, действующую на опоры А и В:

     Р_А = (XVF_rA + YF_aA) K_б K_т = (1 × 1 × 223,3 + 0) 1 × 1 = 223,3 H;

     Р_B = (XVF_кB + YF_aB) K_б K_т = (1 × 1 × 111,7 + 1,645 × 166,8) 1 × 1 =    

     = 386 H.

     Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность найдем для опоры В, как наиболее нагруженной (Р_max = P_B = 386 Н):

     С_тр = Р_В (6 × 10^–5 n₂L_h)^1/a = 386 (6 × 10^–5 × 232,5 × 15 × 10³)^3/10/ =

     = 1,92 × 10³Н = 1,920кН.

     ж) По табл. П43 принимаем конический роликоподшипник 7206 легкой серии, для которого d = 30 мм, D = 62 мм, Т_max = 17,5 мм, С = 29,2, n_пр > 4 × 10³ мин ^–1, е = 0,365.

     Муфта

     Х. Посадка деталей  и сборочных единиц редуктора.

     Внутренние  кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует  полю допуска k6, а наружные кольца подшипников – в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала, и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/р6.

     XI. Смазка зубчатых колес и подшипников.

     Смазка  зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масленую ванну картера, объем которой

     V_м = 0,6 Р₂ = 0,6 × 0,8 = 0,48.

     По  табл. 4 при V_m = 2,98 м/с принимаем масло жарки 4-100А, которое заливается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.

     При работе редуктора предусматриваем смазку всех подшипников солидолом YС-1, который периодически закладывают в свободное пространство подшипниковых узлов.

     XII. Подбор и проверочный расчет муфты.

     Для соединения вала электродвигателя с  валом редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту.

     1. Вычисляем расчетный момент, принимая  по табл. П58 коэффициент режима работы К_р = 2,0:

     Т_р = К_р × Т₁ = 2 × 8,6 = 17,2 Н×м.

     2. По табл. П59 выбираем муфту, для  которой допускаемый расчетный момент [T_p] = 32 Н×м.

     Размеры выбранной муфты следующие:

     D₁ = 58 мм, L_B = 15 мм, число кольцев z = dn = 10 мм.

     3. Проверяем резиновые втулки на  сжатие поверхностей их соприкасания  с кольцами:

     s_сж = F_t/S_м = F_t/(d_nL_B) ≤ [s_см]

     F_t = T_p/(0,5D₁z) = 17,2/(0,5 × 58 × 10^–8 × 6) = 99 H;

     s_сж = F_t/(d_nL_B) = 99/(10 × 15 × 10^–6) = 0,66 × 10⁶ П_о < [s_сж],

     где допускаемое напряжение сжатия резины [s_сж] = 2,0 МПа.