Согласно рекомендациям [3, с. 194], для ведущего (быстроходного) вала редуктора уравнение прочности записывается в виде

1. Согласно рекомендациям [3, с. 194], для ведущего (быстроходного) вала редуктора уравнение прочности записывается в виде

τ_К = Т/W_Р < [τ_К]^', (33)

где Т – крутящий момент на быстроходном валу, Н∙м;

W_Р – полярный момент сопротивления круглого сечения вала, м³;

[τ_К]^' - допускаемое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали, МПа.

Полярный момент сопротивления круглого сечения вала определяется по формуле

W_Р = π d ³ /16, (34)

где d – диаметр вала, мм.

Следовательно, уравнение прочности (33) имеет вид

τ_К = Т/W_Р = 16 Т₁ /( π d ³) < [τ_К]^'. (35)

Тогда для быстроходного вала редуктора при [τ_К]^' = 25 МПа из уравнения прочности (35) получаем

d = 2,04∙10^{-2 м.}

Согласно рекомендациям [3, с. 196], в соответствии с рядом R_α40 (СТ СЭВ 514 – 77) принимаем d_В1 = 24 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d₁^' = 28 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1…3 мм для упора торца втулки полумуфты); диаметр вала под подшипник d₁^'' = 30 мм.

Диаметр d₁^''' примем равным 38 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии. Так как диаметр впадин шестерни d_f1 = 65,25 мм незначительно превышает диаметр вала под подшипник d₁^'' = 30 мм, то, как уже и указывалось, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

2. Для ведомого вала редуктора при Т₂ = iT₁ = 1,6 · 41,8 = 66,8 Н∙м без учета КПД передачи определяем диаметр вала по формуле

d = , (36)

где Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу, Н∙м;

[τ_К]^′′ – допускаемое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали, МПа ([τ_К]^′′ = 20 МПа).

Тогда для тихоходного вала редуктора при [τ_К]^'' = 20 МПа из формулы (36)

получаем

d = 2,57∙10^{-2 м.}

Согласно рекомендациям [3, с. 196], в соответствии с рядом R_α40 (СТ СЭВ 514 – 77) принимаем диаметр вала d_В2 = 28 мм; диаметр вала под уплотнение d₂^' = 32 мм; диаметр вала под подшипник d₂^'' = 35 мм, диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса d₂^''' = 38 мм.

3. Конструктивные размеры зубчатого колеса. Диаметр ступицы определяем по формуле

d₂^'''' = (1,5…1,7) d₂^''', (37)

где d₂^''' – диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, мм.

Тогда диаметр ступицы по формуле (37) равен:

d₂^'''' = (1,5…1,7) ∙38= 57…64,6 мм,

принимаем диаметр ступицы d₂^'''' = 60 мм.

Длина ступицы, согласно рекомендациям [3, с.307], определяется по формуле

l_СТ = (0,7…1,8) d₂^''', (38)

где d₂^''' – диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, мм.

Тогда по формуле (38) получаем

l_СТ = (0,7…1,8) ∙38 = 26,6…68,4 мм,

принимаем длину ступицы l_СТ = 36 мм.

Толщина обода определяется по формуле

δ_О = (2,5…4)m_n, (39)

где m_n – нормальный модуль, мм.

Тогда толщина обода

δ_О = (2,5…4) ∙1,5 = 3,75…6 мм,

принимаем толщину обода δ_О = 4 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина диска определяется по формуле

е = (0,2…0,3)b₂, (40)

где b₂ – ширина венца зубчатого колеса, мм.

Тогда толщина диска

е = (0,2…0,3) ∙36 = 7,2…10,8 мм,

принимаем е = 9 мм.

Согласно рекомендациям [3, с.308], диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм.

  2.7 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

δ = 0,025 a_w + 1…5 мм, (41)

где a_w – межосевое расстояние, мм.

Тогда толщина стенки корпуса

δ = 0,025 a_w + 1…5 мм = 0,025∙90 + 1…5 мм = 3,25…7,25 мм,

принимаем толщину стенки δ = 6 мм.

2.Согласно рекомендациям [3, с.308], толщина стенки крышки корпуса редуктора, определяется по формуле

δ₁ = 0,02 a_w + 1…5 мм, (42)

где a_w – межосевое расстояние, мм.

Тогда толщина стенки крышки корпуса по формуле (42)

δ₁ = 0,02 a_w + 1…5 мм = 0,02∙90 + 1…5 мм = 2,8…6,8 мм,

принимаем толщину стенки крышки редуктора δ ₁ = 5 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора определяется по формуле

s = 1,5 δ, (43)

где δ – толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

s = 1,5 δ = 1,5 ∙ 6 = 9 мм.

Принимаем s = 9 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

s₁ = 1,5 δ₁, (44)

где δ ₁ - толщина стенки крышки корпуса, мм.

Тогда

s₁ = 1,5 δ₁ = 1,5 ∙ 5 = 7,5 мм.

Принимаем s₁ = 7 мм.

5. Согласно рекомендациям [3, с. 308], толщина нижнего пояса корпуса

редуктора определяется по формуле

t = (2…2,5) δ , (45)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

t = (2…2,5) δ = (2…2,5) ∙ 6 = 12…15 мм.

Принимаем t = 14мм.

6. Согласно рекомендациям [3, с.308], толщина ребер жесткости корпуса редуктора, определяется по формуле

С = 0,85 δ, (46)

где δ – толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

С = 0,85 δ = 0,85 ∙ 6 = 5,1 мм.

Принимаем С = 5 мм.

7. Диаметр фундаментальных болтов, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

d_Ф = (1,5…2,5)δ, (47)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

d_Ф = (1,5…2,5)δ = (1,5…2,5) ∙ 6 = 9…15 мм.

Принимаем d_Ф = 12 мм.

8. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту), согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

К₂ = 2,1 d_Ф, (48)

где d_Ф – диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

К₂ = 2,1 d_Ф = 2,1· 12 = 25,2 мм.

Принимаем К₂ = 25 мм.

9. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, определяется по формуле

d_К = (0,5…0,6) d_Ф, (49)

где d_Ф – диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

d_К = (0,5…0,6) d_Ф = (0,5…0,6) ∙ 12 = 6…7,2 мм.

Принимаем d_К = 6 мм.

10. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников определяется по формуле

К = 3 d_К, (50)

где d_К – диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, мм.

Тогда

К = 3 d_К = 3 ∙ 6 = 18 мм.

Принимаем К = 18 мм.

Ширину пояса К₁, согласно рекомендациям [3, с.309], назначаем на 2…8 мм меньше К, принимаем К₁ = 13 мм.

11. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, определяется по формуле

d_К.П = 0,75 d_Ф, (51)

где d_Ф – диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

d_К.П = 0,75 d_Ф = 0,75 ∙12 = 9 мм.

Принимаем d_К.П = 8 мм.

12. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору, согласно рекомендациям [2, с.309], определяется по формуле

d_П = (0,7…1,4)δ, (52)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

d_П = (0,7…1,4) δ = (0,7…1,4) ∙ 6 = 4,2…8,4 мм.

Принимаем d_П^' и d_П^'' = 6 мм для быстроходного и тихоходного валов.

13. Диаметр отжимных болтов принимаем из диапазона 8…16 мм (d = 8).

14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_К.С, согласно рекомендациям [3, с.309], принимается от 6 до 10 мм. Принимаем d_К.С = 8 мм.

15. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора), согласно рекомендациям [3, с.309], определяется по формуле

d_{П. Р} = (1,6…2,2) δ, (53)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (53) получаем

d_{П. Р} = (1,6…2,2) δ = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм.

Принимаем d_{П. Р} = 12 мм.

2.8 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов