Реакции опор:

В плоскости xz 

Проверка:

В плоскости yz 
 

Проверка:

Суммарные реакции 
 

 Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 312 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 130 мм, С = 81,9 кН, С₀ = 48 кН

, этой величине  соответствует e=0.19 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=2.3 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Здесь n = 274 об/мин – частота вращения ведомого вала

Возьмем подшипники легкой серии 212 (табл. П3, [1]): d = 60 мм, D = 110 мм, С = 52 кН, С₀ = 31 кН

, этой величине  соответствует e=0.22 (табл. 9,18)

, X=0.56, Y=1.99 

Расчетная долговечность, млн. об 

Расчетная долговечность, ч 

Т. к. долговечность  подшипников меньше долговечности  редуктора, мы не можем их брать.

Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 31500 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 310 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс . Выбранные подшипники оптимальны

 

 

5. Проверка  прочности шпоночных  соединений

Шпонки  призматические со скругленными концами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение  смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1] 

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [, при чугунной

Ведущий вал: , , , ,  

Ведомый вал: , , , ,  

Условие выполнено

6. Уточненный  расчет валов [1, с. 311]

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему) будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов

Ведущий вал

Материал вала –  сталь  45, термическая обработка  - улучшение

(табл. 3.3 [1])

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений 

Сечение А – А. Коэффициент запаса прочности 

Где амплитуда и  среднее напряжение отнулевого цикла 

При d = 42 мм; b = 12 мм; t₁ = 5 мм по табл. 8.5 [1] 
 
 

Принимаем k_τ = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), ε_τ = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_τ = 0.1 (см. с. 166 [1]). 

ГОСТ 16162 – 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов  на быстроходном валу должна быть при

Приняв у  ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Где ,

Принимаем k_σ = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), ε_σ = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_σ = 0.2 (см. с. 163 [1]).

Получаем 

Результирующий  коэффициент запаса прочности 

Такой большой  коэффициент запаса прочности объясняется  тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом  электродвигателя.

По той  же причине проверять прочность  в других сечениях нет необходимости. 

Ведомый вал

Материал вала –  сталь  45, термическая обработка - улучшение

(табл. 3.3 [1])

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений 

Сечение Б – Б. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.5 [1]: , . Масштабные факторы[1, табл.8.8]: , Коэффициенты , [1, стр.163, 166]

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости  
 

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости 

суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б 

Момент сопротивления  кручению (при d = 65 мм, b=16 мм, t₁ = 6 мм) 

Момент сопротивления  изгибу 

 амплитуда и  среднее напряжение цикла касательных напряжений 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

; среднее напряжение  

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям 

Результирующий коэффициент  запаса прочности 

Сечение В – В. Коэффициент запаса прочности 

Где амплитуда и  среднее напряжение отнулевого цикла 

При d = 52 мм; b = 16 мм; t₁ = 6 мм по табл. 8.5 [1] 
 
 

Принимаем k_τ = 1.68 (см. табл. 8.5 [1]), ε_τ = 0.73 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_τ = 0.1 (см. с. 166 [1]). 

ГОСТ 16162 – 78 указывает  на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной  в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых  зубчатых редукторов  на быстроходном валу должна быть при

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под  муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

Где ,

Принимаем k_σ = 1.8 (см. табл. 8.5 [1]), ε_σ = 0.82 (см. табл. 8.8 [1]), ψ_σ = 0.2 (см. с. 163 [1]).

Получаем 

Результирующий коэффициент  запаса прочности 
 

Сведем результаты проверки в таблицу

Во всех сечения 

7. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13, [1]. Посадка  зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13, [1], тем самым составляя свою таблицу допусков и посадок:

8. Выбор сорта масла

Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 ∙ 14.5 = 3.625 дм³.

По [1, табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_H=521.678 МПа и скорости v=4,031 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 ∙ 10^-6 м²/с. По [1, табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И – 30А (по ГОСТ 20799 – 75*).

Камеры подшипников  заполняем пластичным смазочным  материалом УТ-1 [1, табл. 9.14].

9. Сборка  редуктора

Перед сборкой  внутреннюю полость корпуса редуктора  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий  вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;

в ведомый  вал закладывают шпонку 18х11х70 и  напрессовывают зубчатое колесо до упора  в бурт вала; затем надевают распорную  втулку, мазеудерживающие кольца и  устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса  редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности  стыка крышки и корпуса спиртовым  лаком. Для центровки устанавливают  крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого  в подшипниковые камеры закладывают  пластичную смазку; ставят крышки подшипников  с комплектом прокладок для регулировки.

Перед постановкой  сквозных крышек в проточки закладывают  щелевые уплотнения. Проверяют проворачиванием  валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами..

Заливают  в корпус масло и закрывают  смотровое отверстие крышкой  с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию  на стенде по программе, устанавливаемой  техническими условиями. 

Список  литературы