Определяем габаритные размеры редуктора. Ширину редуктора определяем по формуле

6. Определяем габаритные размеры редуктора. Ширину редуктора определяем по формуле

В_Р = l₂ + l₂^' + Т^′′_max + y + l_СТ + y + l₁^'' + Т^′_max +l₁^'+ l₁, (62)

где l₂ – длина выходного конца тихоходного вала, мм;

где Т^′′_max – ширина подшипника тихоходного вала, мм;

Т^′_max– ширина подшипника быстроходного вала, мм;

y – зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни, мм;

l_СТ – длина ступицы, мм;

l₁^'' – расстояние от торца подшипника до торца шестерни, мм;

l₁ – длина выходного конца быстроходного вала, мм.

Тогда по формуле (62) получаем

В_Р = 48+25+17+6+36+6+12+19+28+42=239 мм.

Принимаем ширину редуктора В_Р = 240 мм.

Длину редуктора определяем по формуле

L_Р = К₁ + δ + y₁ + 0,5 d_а2 + a_w + 0,5 d_а1+ y₁ + δ + К₁, (63)

где К₁ – ширина пояса, мм;

δ – толщина стенки корпуса, мм;

y₁ – расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни, мм;

d_а1, d_а2 – диаметры вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса, мм;

a_w – межосевое расстояние, мм.

Тогда по формуле (63) получаем

L_Р = 2∙ (13 + 6 + 14) + 0,5∙ (114 + 72) + 90 = 249 мм.

Принимаем длину редуктора L_Р = 250мм.

Высоту редуктора определяем по формуле

Н_Р = δ₁ + y₁+ d_а1 + d_а2 + y₁¹ + t, (64)

где δ₁ – толщина стенки крышки корпуса редуктора, мм;

y₁ – расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни, мм;

d_а1 – диаметр вершин зубьев шестерни колеса, мм;

d_а2 – диаметр вершин зубьев зубчатого колеса, мм;

y₁¹ – расстояние от окружности d_а2 до внутренней стенки картера, мм;

t – толщина нижнего пояса корпуса редуктора, мм.

Тогда по формуле (64) получаем

Н_Р = 5 + 14 + 72+114 + 21 + 14 = 240 мм.

Принимаем высоту редуктора Н_Р = 240 мм.

2.9 Первый этап эскизной компоновки редуктора

 

Этот этап эскизной компоновки имеет целью установить приближенно положение зубчатых колес относительно опор, чтобы иметь возможность определить опорные реакции и подобрать подшипники.

Эскизную компоновку ведем на одной проекции – разрезе по осям валов (в масштабе 1: 1).

Порядок вычерчивания (рис. П. 1.1).

1. Посередине листа проводим горизонтальную осевую линию – ось симметрии редуктора, затем две вертикальные осевые линии, соответствующие осям валов на расстоянии а_w = 90 мм.

2. Вычерчиваем без разреза шестерню и зубчатое колесо вместе со ступицей.

3. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса; при этом принимаем:

а) зазор между торцом и внутренней стенкой корпуса y = 6 мм;

б) расстояние между внутренней стенкой корпуса и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни y₁ = 14 мм.

4. Размещаем подшипники валов, нанося на чертеж их габариты.

  2.10 Проверка прочности валов

 

Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений.

Быстроходный (ведущий) вал.

1.Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, для которой предел выносливости определяется по формуле

σ_-1 = 0,43σ_В, (65)

σ_В – предел прочности, МПа. Согласно рекомендациям [3, табл. П3], предел прочности σ_В = 700 МПа.

Тогда по формуле (65) предел выносливости

σ_-1 = 0,43 ∙ 700 = 301 МПа.

2. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений, согласно рекомендациям [3, с. 195], определяется по формуле

[σ_И]_-1 = [σ_-1/([n]K_σ] k_РИ, (66)

где σ_-1 – предел выносливости, МПа;

n – коэффициент запаса прочности (n = 2,2 по [3,с.195]);

K_σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений (K_σ = 2,2 по [3, с. 310]); k_РИ – коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб (k_РИ = 1 по [3, с. 195]).

Тогда по формуле (66) получаем

[σ_И]_-1 = [σ_И]_-1 = [301 / (2,2 ∙ 2,2)] ∙1 = 62,1 МПа.

3. Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис 2):

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости zOy от сил F_r и F_а

∑М_А = – F_r a₁ – F_a∙0,5∙d₁ + Y_B·2 a₁ = 0, (67)

a₁ – расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

F_r – радиальная сила, сжимающая зуб, Н;

F_a – осевая сила, Н

d₁–делительный диаметр шестерни,мм.

Выразив из уравнения (67) Y_B получим

Y_B =  (68)

Подставив значения в уравнение (68) получим

Y_B = = 200 Н.

∑М_В = – Y_А·2 a₁ – F_a0,5d₁ + F_r a₁ = 0, (69)

где a₁ – расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

F_r – радиальная сила, сжимающая зуб, Н;

F_a – осевая сила, Н.

Выразив из уравнения (69) Y_А получим

Y_А =  (70)

Рис. 2.

Подставив значения в уравнение (70) получим

Y_А == 200-0 = 200 Н.

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xOy от силы F_t:

∑М_А = – F_t a₁ + Х_B·2 a₁ = 0 (71)

где a₁ – расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала,

F_t – окружная сила, изгибающая зуб, Н.

Выразив из уравнения (71) Х_В получим

Х_В = = (72)

Подставив известные величины в уравнение (72) получим

Х_В = 1,2·10³/2 = 600 Н,

Х_А = Х_В =600 Н;

в) для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;

в плоскости yOz

М_А = М_В = 0; (73)

М_С^ЛЕВ = Y_А· a₁, (74)

М_С^ПРАВ = Y_В· a₁, (75)

где a₁ – расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентироыочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и

В оси вала;

Y_А , Y_В – опорные реакции, Н.

Тогда по формуле (74) имеем

М_С^ЛЕВ = 200 ∙ 0,032 = 6,4 Н ∙ м;

Тогда по формуле (75)

М_С^ПРАВ = Y_В· a₁ = 200 · 0,032= 6,4 Н ∙ м;

(М_FrFa)_max = 6,4 Н ∙ м;

в плоскости хOz

М_А = М_В = 0; (76)

М_С = Х_А· a₁, (77)

где a₁ – расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

Х_А – опорная реакция, Н.

Тогда по формуле (77) получаем

М_С = 600 · 0,032= 19,2 Н ∙ м;

М_Ft = 19,2 Н ∙ м;

г) крутящий момент

Т = Т₁ = 41,8 Н ∙ м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры (рис.2).