Расчет привода и редуктора

• 1. Исходные данные для РГР
• 1.1 Диаметр грузового каната
• 1.2 Диаметр и длина барабана
• 1.3 Частота вращения барабана
• 1.4 Передаточное отношение привода
• 1.5 Момент на барабане лебедки
• 1.6 Общее передаточное отношение
• 1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи
• 1.8 Допускаемые контактные напряжения
• 1.8 Коэффициенты относительной ширины колес
• 1.9 Эквивалентное время работы
• 2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
• 2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ
• 2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора
• 2.3 Геометрический расчет передач редуктора
• 2.3.1 Косозубая передача I cтупени
• 2.3.2 Косозубая передача II ступени
• 3. Кинематический расчет редуктора
• 3.1 Статическое исследование редуктора
• 3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора
• 3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач
• 4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора
• 4.1 Материалы, термическая обработка колес
• 4.2 Допускаемые контактные напряжения
• 4.3 Допускаемые напряжения изгиба
• 4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)
• 4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса
• 4.6 Заключение о работоспособности передачи
• 5. Конструирование валов редукторов привода
• 5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
• 5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала
• 5.3 Подбор призматических шпонок
• 6. Конструирование элементов корпуса редуктора
• Литература

1. Исходные данные для РГР

Рисунок 1 — Схема привода и редуктора

Таблица 1

1.1 Диаметр грузового каната

Диаметр каната определяется исходя из условий прочности с учетом коэффициента безопасности S, устанавливаемого для каждой категории режима (Гост 21 354−87) по нормам ГОСГОРТЕХНадзора. Выбор коэффициента S выполняем по табл. 1. 3. Для грузовой лебедки с машинным типом привода, работающей по среднему режиму работы категории 1. S=6,0.

Подбор каната осуществляется по величине нагрузки:

F_р = S· F_к = 6· 11 300 = 67 800 (Н) = 67,8 (кН)

Из условия: F? [F], где [F] - предельное усилие, указываемое в таблице стандартов для канатов — ГОСТ 2688–80 и называемое: расчетное разрывное усилие, зависящее от диаметра каната d_к и предела временного сопротивления у_в (рекомендуется у_в = 1800…2000 МПа).

Для режима категории 1 диаметр каната можно определить по формуле

d_к? 0,1= 0,1= 10,63 (мм)

Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р: 11,0-Г-В-Н-1860 ГОСТ 2688–80, d_к = 11,0 мм, F_р = 69 кН.

1.2 Диаметр и длина барабана

Диаметр барабана назначается по условию

D_б>(18−25) · d_к

с округлением полученного размера по 10-му стандартному ряду нормальных чисел.

D_б > (18−25) · 11,0 = (198−275) (мм)

Принимаем D_б = 250 мм

Длину барабана принимают в пределах

L_б=(1−2) · D_б=(1−2) · 250=(250−500),

принимаем L_б = 300 мм.

1.3 Частота вращения барабана

Частота вращения барабана вычисляется по формуле:

n_б === 31,33 31 (мин^-1)

1.4 Передаточное отношение привода

Выбор электродвигателя

Передаточное отношение привода определяется из условия

i_пр = u_оп· i = n_эд/n_б

Мощность двигателя Р_эд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью Р соотношением

Р_эд? 0,88•Р,

где Р — мощность привода, определяемая по формуле:

Р = ,

V — скорость набегания каната на барабан, м/мин;

F_к — усилие на канате, Н.

Значение потерь мощности учитывается КПД, рассчитываемым по универсальной формуле:

где з_бар-КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения каната в контакте с барабаном. Обычно, з_бар=0,85…0,95 [1];

з_м-КПД в муфте, соединяющей вал электродвигателя и вал редуктора, принимаем з_м=1.

— КПД двухступенчатого редуктора,

Где з_зац-КПД зацепления, учитывающий потери в зацеплениях зубчатых передач, принимаем з_зац=0,97…0,98 [1];

з_п-КПД подшипников, принимаем з_п=0,99 [1];

з_упл-КПД уплотнения, принимаем з_упл=1 [1];

з_МВ-КПД, учитывающий потери, связанные с разбрызгиванием масла, принимаем з_МВ=1.

=0,95· 0,9²·0,98=0,876

Найдем потребную мощность для выбора электродвигателя:

Р===5,28 (кВт)

Найдем частоту вращения электродвигателя:

n_эд = n_б· u_пр = 31· (8… 25) = (248… 775) (об/мин)

Подберем по каталогу электродвигатель привода — АИР 132М8У3

ТУ16−525. 564−84. Мощность электродвигателя Р_эд = 5,5 кВт, номинальная частота вращения n_эд ном = 720 об/мин, диаметр вала электродвигателя d_эд = 38 мм, масса электродвигателя m_эд = 90 кг.

Рисунок 2 — Электродвигатель АИР 132М8У3

привод редуктор смазка электродвигатель

1.5 Момент на барабане лебедки

Вращающий момент на барабане лебедки

Т_бар= F_к· D_б/2 =11 300· 0,250/2 = 1412,5 (Н· м)

1.6 Общее передаточное отношение

Найдем общее передаточное отношение:

i_общ = n_эд/n_б = 720/31 = 23,22.

Так как вращение с вала электродвигателя на вал редуктора передается через муфту, то i_общ = i_ред= 23,22

1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

Момент на выходном валу редуктора:

Т_вых = T_бар/з_бар = 1412,5/0,95 = 1486,84? 1487 (Н· м)

1.8 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для быстроходной [у_H] _Б и тихоходной [у_H] _Т передач предварительно назначаем с учетом заданной схемы редуктора, согласно рекомендациям

[у_H] _Б? (0,8…0,85) [у_H] _Т = (771,23…819,9) МПа

Принимаем [у_H] _Т = 960 МПа, [у_H] _Б = 800 МПа.

1.8 Коэффициенты относительной ширины колес

Для двухступенчатого редуктора, в котором нагрузка увеличивается от ступени к ступени, во второй ступени значение ш_ba принимаем больше на 20…30%, чем в предыдущей.

Относительную ширину зубчатых венцов колес для быстроходной ш_{ba Б} и тихоходной ш_{ba Т} передач выбираем при несимметричном расположении колес относительно опор для схемы редуктора № 20:

ш_{ba Б} = (0,7…0,8) • ш_{ba Б} = 0,4…0,45 = 0,42;

1.9 Эквивалентное время работы

Эквивалентное время работы назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21 354–87 по следующим правилам:

по таб. 8. 10 определяем коэффициент µ_Н,

µ_Н = 0,5;

находим L_he по формуле:

L_he = µ_Н· L_h = 0,5· 15 000 = 7500 (час),

где L_{h -} заданный срок службы.

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ

Оптимизация по критериям минимального объема и массы зубчатых колес.

На рис. 2 приведены основные размеры зубчатых передач редуктора по схеме 20 с косозубой быстроходной передачей и выделены размеры А, В и L, определяемые для каждого из содержащихся в распечатке варианта по следующим формулам:

А=d_{a2 max};

В = b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a;

L= 0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б+} a_{w Т};

b₀ = (3… 4) · a,

где d_{a2 max}-наибольшая из двух величин d_{a2 Б} или d_{а2 Т}; а — зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм), определяемый по формуле:

а =

Вариант 1:

А=d_{a2 max}=d_{2 Т}+2m₂= 301,54+2· 3 = 307,54 (мм)

L=0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б+} a_{w Т}= 0,5· (49,18+307,54) +115+180 = 473,36 (мм)

а ==+3=10,79 ?11 (мм)

В=b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a=39,1+50,3+3·11=122,4?123(мм)

b₀=(3… 4) · a=(3… 4) · 11=33…44 (мм)

L₁=L+(3… 4) a=473,36+3· 11=506,36? 507 (мм)

А₁= А+ а + b₀=308+11+33=352 (мм)

Вариант 2:

А = d_{a2 max} = d_{2 Т}+2m₂=278,18+2· 3=284,18 (мм)

L = 0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б+} a_{w Т} = 0,5· (51,39+284,18) +125+170 =

= 462,78 (мм)

а ==+3=10,73? 11 (мм)

В = b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a = 36,6 + 51,1 + 3· 11 = 120,7 (мм)

b₀ = (3… 4) · a=(3… 4) · 11 = 33 …44 (мм)

L₁ = L+(3…4) a = 462,78 +3 · 11 = 495,78? 496 (мм)

А₁ = А+ а + b₀ = 284,18+11+33 = 328,18? 329 (мм)

Вариант 3:

А= d_{a2 max}=d₂ т +2m=255,38+2· 3=261,38 (мм)

L=0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б+} a_{w Т}= 0,5· (48,71+261,38) +135+160=450,04 (мм)

а = = +3 =10,66? 11 (мм)

В = b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a = 40,8+53,8+3· 11= 127,6? 128 (мм)

b₀=(3… 4) · a=(3… 4) · 11=33…44 (мм)

L₁ = L+3a=450,04+3 · 11=483,04? 484 (мм).

А₁ = А+ а + b₀=261,38+11+33 = 305,38 ?306 (мм)

Вариант 4:

А=d_{a2 max}=d₁ т +2m=253,85+2· 2,5=258,33 (мм)

L = 0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б+} a_{w Т} = 0,5· (51,15+238,33) +150+150 =

= 444,6 (мм)

а ==+3=10,63? 11 (мм)

В = b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a = 35,7 + 53,8 + 3· 11 = 122,5? 123 (мм)

b₀=(3… 4) · a=(3… 4) · 11=33 …44 (мм)

L₁= L+3a = 444,6+3 · 11=477,6? 478 (мм)

А₁= А+ а + b₀=258,33+11+33=302,33? 303(мм)

Вариант 5:

А=d_{a2 max}=d_{2 б} +2m=276,92+2· 3=282,92 (мм)

L=0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б} +a_{w Т}=0,5· (49,08+233,21) +150+160=

=476 (мм)

а = = +3=10,81? 11 (мм)

В = b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a=41,6+56,3+3·11=130,9? 131 (мм)

b₀=(3… 4) · a =(3… 4) · 11=33…44 (мм)

L₁ = L+3a = 476+ 3· 11 = 509 (мм)

А₁ = А+ а + b₀ = 282,92+11+33=326,92?327 (мм)

Вариант 6:

А = d_{a2 max} = d_{2 б} +2m = 316,92+2· 3 = 322,92 (мм)

L=0,5· (d_{a1 Б+} d_{a2 Т}) +a_{w Б} +a_{w Т}=0,5· (49,08+213,07) +140+180=506 (мм)

а = = +3=10,97? 11 (мм)

В = b_{w Б}+ b_{w Т}+3· a=40,9+64,8+3·11=138,7? 139 (мм)

b₀=(3… 4) · a =(3… 4) · 11=33…44 (мм)

L₁ = L+3a = 506+ 3· 11 =539 (мм)

А₁ = А+ а + b₀ = 322,92+11+33=366,92?367 (мм)

Рисунок 3 — Эскиз редуктора

Сравнение вариантов рекомендуется производить по диаграмме, которая строится в следующем порядке.

Объем корпуса редуктора, определяющий массу редуктора, можно оценить по формуле:

V=A₁· B·L₁.

Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по формуле:

m=,

где — коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12 кг/дм³. Если при расчетах V и m размеры колес выражать в дм, тогда объем выразится в литрах, а масса в кг.

Вариант 1:

V=A₁· B·L₁=3,08·1,23·4,73 =17,92 (л)

m==6,12· (3,07²·0,503+1,88²·0,391) = 37,47 (кг)

Вариант 2:

V=A₁· B·L₁=2,84·1,21·4,96=17,04 (л)

m==6,12· (2,84²·0,511+2,08²·0,368) =34,96 (кг)

Вариант 3:

V=A₁· B·L₁=2,61·1,28·4,5 =15,03 (л)

m==6,12· (2,61²·0,538+2,31²·0,408) = 35,72 (кг)

Вариант 4:

V=A₁· B·L₁=3,03·1,23·4,44 =16,55 (л)

m==6,12· (2,38²·0,569+2,58²·0,357) =34,25 (кг)

Вариант 5:

V=A₁· B·L₁=3,27·1,31·4,76 =20,4 (л)

m==6,12· (2,33²·0,563+2,83²·0,416) =39,12 (кг)

Вариант 6:

V=A₁· B·L₁=3,67·1,39·5,06 =25,81 (л)

m==6,12· (2,13²·0,648+3,23²·0,409) =44,11 (кг)

Данные расчетов заносим в таблицу 2

Диаграмма, показывающая изменение массы и объема в зависимости от рассматриваемого варианта, представлена на рис. 3

Рисунок 4 — Диаграмма оптимального варианта редуктора

Согласно диаграмме, наиболее оптимальный вариант 4 и 3. Но приемлем 3 вариант, удовлетворяющий всем условиям сборки:

?= а_w2-d_2Б — ?8…15 (мм),

d_2Т> d_2Б

d_2Т близко к d_2Б

где d_вых — диаметр выходного вала.

d_вых ===0,072 (м) = 72 (мм)

Вариант 3:

? = а_w2 — d_2Б— = 160−231,29/2−72/2 = 8,4 > 8…15

d_2Т = 261,38 мм > d_2Б= 231,29 мм

Основные условия выполняются.

Таблица 2

2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора

Двухступенчатые редукторы обычно смазываются картерным способом, при этом в корпус редуктора заливается масло, которое при эксплуатации редуктора периодически заменяется.

При выборе масла ориентируются на окружную скорость в зацеплениях колес. Чем выше скорость в зацеплениях, тем менее вязкое масло выбирают для его заливки в редуктор, а его марку подбирают по таблицам. Выбранный вариант отвечает условию смазки зубчатых колес передач редуктора.

Оптимальным считается случай, когда колесо быстроходной передачи редуктора при окружной скорости V_окр= 0,3…12,5 м/с погружено в масляную ванну на глубину (2…2,5) •m = (2…2,5) · 2,5 = (5…6,25) мм. При этом колесо тихоходной передачи погружается в масло не более, чем на 0,3d_{a2 Т}= 0,3· 261,38? 78,5 мм. Уровень масла, показанный на рис. 2. удовлетворяет этим требованиям.

2.3 Геометрический расчет передач редуктора

Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13 775–81 с параметрами: угол профиля б = 20⁰; коэффициентом головки (ножки) зуба h=h=1; коэффициент радиального зазора с^*=0,25.

2.3.1 Косозубая передача I cтупени

Делительные диаметры:

d₁= 43,71 (мм), d₂= 226,29 (мм)

Диаметры вершин:

d_а1= d₁+2· m=43,71+2·2,5 = 48,71 (мм)

d_а2= d₂+2· m=226,29+2·2,5=231,29 (мм)

Диаметры впадин:

d_f1= d₁-2,5· m =43,71−2,5· 2,5=37,46 (мм)

d_f2= d₂-2,5· m =226,29 — 2,5· 2,5=220,04 (мм)

Начальные диаметры:

d_w1 = d₁ = 43,71 (мм)

d_w2 = d₂ = 226,29 (мм)

Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи:

е_б===1,64

Коэффициент осевого перекрытия:

е_в=b_w· sinв/(р·m) =40,8· sin13,536⁰/3,14· 2,5?1,1

Суммарный коэффициент перекрытия:

е= е_б+ е_в=1,64+1,1= 2,74

2.3.2 Косозубая передача II ступени

Делительные диаметры:

d₁= 64,62 (мм),

d₂= 255,38 (мм)

Диаметры вершин:

d_а1= d₁+2· m = 64,62+2· 3 = 70,62 (мм),

d_а2= d₂+2· m = 255,38+2· 3 = 261,38 (мм)

Диаметры впадин:

d_f1= d₁-2,5· m = 64,62−2,5· 3 = 57,12 (мм),

d_f2= d₂-2,5· m = 255,38−2,5· 3 = 247,88 (мм).

Начальные диаметры:

d_w1 = d₁ = 64,62 мм

d_w2 = d₂ = 255,38 мм.

Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи:

е_б===1,655

Коэффициент осевого перекрытия:

е_в=b_w· sinв/(р·m) =53,8· sin12,839⁰/3,14· 3 ?1,144

Суммарный коэффициент перекрытия:

е= е_б+ е_в=1,655+1,144 = 2,8

3. Кинематический расчет редуктора

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:

частота вращения быстроходного вала — из предварительного расчета и распечатки, принимаем

n₁ = n_1Б = 720 (мин^-1)

частота вращения промежуточного вала

n_1Т = n_2Б = n_1Б/u_Б = 720/5,18 = 138,99 (мин^-1)

частота вращения тихоходного вала

n_2Т = n_1Т = n_1Б/u_Б· u_Т = 720/5,18· 3,95 = 35,19 (мин^-1)

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи

V_Б = р· d_{w1 Б}· n₁/10⁴ = 3,14· 43,71·720/10⁴ = 9,88 (м/мин)

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи

V_Т = р· d_{w1 Т}· n_{1 Т}/10⁴ = 3,14· 64,62·138,99/10⁴ = 2,82 (м/мин)

3.1 Статическое исследование редуктора

Целью статического исследования редуктора является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи.

Схема представлена на рис. 4

3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора

Момент на колесе тихоходной передачи,

Т_2Т==? 1502 (Н· м).

Момент на шестерне тихоходной передачи,

Т_1Т==?388 (Н· м).

Момент на колесе быстроходной передачи,

Т_2Б= =? 392 (Н•м).

Момент на хвостовике быстроходного вала,

Т_1Б = =? 77,22 (Н· м)

В этих формулах используются значения КПД, принятые в п. 1. 1. 4.

3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач

Окружная сила на шестерне быстроходной передачи,

F_t1(Б) =2· Т_1Б·10³/d_w1(Б) =2· 77,22·10³/43,71=3533,3 (Н).

Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи,

F_r1(Б) = F_t1(Б) · tgб/cosв =3533,3· tg20⁰/cos13,536⁰ = 1174,5 (Н).

Осевая сила на шестерне быстроходной передачи,

F_a1(Б) = F_t1(Б) · tgв=3533,3·tg13,536⁰=704,9 (Н).

Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи,

F_t2(Б) = F_t1(Б) · з_зац = 3533,3· 0,98= 3463,6 (Н);

F_r2(Б) = F_r1(Б) · з_зац = 1174,5· 0,98 = 1151 (Н).

F_a2(Б) = F_a1(Б) · з_зац = 704,9· 0,98 = 690,8 (Н)

Окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:

F_t3(Т) = 2· Т_1Т·10³/d_w1(Т) = 2· 388·10³/64,62 = 12 008,7 (Н)

F_r3(Т) = F_t3(Т) · tgб/cosв = 12 008,7· tg20⁰/ cos12,839⁰ = 3981,25 (Н)

F_a3(Т) = F_t3(Т) · tgв = 12 008,7· tg12,839⁰ = 2455,23 (Н)

Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

F_t4(Т) = F_t3(Т) · з_зац = 12 008,7· 0,98= 11 768,5 (Н)

F_r4(Т) = F_r3(Т) · з_зац =3981,25· 0,98=3901,6(Н)

F_a4(Т) = F_a3(Т) · з_зац = 2455,23· 0,98 = 2406,1 (Н)

Рисунок 5 — Схема приложения сил зубчатых передач

4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

4.1 Материалы, термическая обработка колес

Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью Н?350 НВ или Н>350 НВ. Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью Н?350 НВ или Н>350 НВ. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению, во втором — после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработке: объёмной закалке, поверхностной закалке ТВЧ, цементации, азотированию и т. д., обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба.

В п. 1. 1. 8 были приняты предварительные допускаемые контактные напряжения для быстроходной [у_H] _Б и тихоходной [у_H] _Т. Учитывая все выше изложенное выбираем:

1) быстроходная косозубая передача — шестерня из стали 40ХН (48…54 НRС, термообработка-закалка ТВЧ), колесо из стали 35ХМ (45…53 НRС, термообработка-закалка ТВЧ).

2) тихоходная косозубая передача — шестерня из стали 35ХМ (45…53 HRC, термообработка — закалка ТВЧ), колесо из стали 35ХМ (45…53HRC, термообработка — закалка ТВЧ).

4.2 Допускаемые контактные напряжения

Для косозубых передач с небольшой разностью твердости зуба шестерни и колеса за расчетное принимается среднее двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [у_H] ₁ и колеса [у_H] ₂.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни [у_H] ₁ или колеса [у_H] ₂

[у_H] ₁₍₂₎ = ,

где S_H-коэффициент безопасности (таб. 1. 10 [1]); у_Н0-предел контактной выносливости. Для применяемых материалов и термообработки у_Н0 показан в табл. 1. 10; Z_N — коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы, определяемый из условия для шестерни и колеса (индекс опущен):

Z_N=,

где N_H0-базовое число циклов перемены напряжений, определяемое по формуле:

N_H0=30· НВ^2,4? 12· 10⁷

N_HЕ — эквивалентное число циклов, соответствующее

N_HЕ= N_H· К_НЕ=60·n_w·n·L_h·м_H,

где n_w — число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае n_w=1; n-соответствующая частота вращения, мин^-1, L_h-ресурс привода, час; м_Н-коэффициент режима, определяемый по таб. 8. 10 [2], в зависимости от категории режима.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи I ступени.

Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:

N_HЕ1= N_H· К_НЕ=60·n_w·n₁·L_h·м_H=60·1·720·15 000·0,5 = 3,24· 10⁸

Находим базовое число циклов перемены напряжений:

N_H01=30· НВ^2,4 = 30· 510^2,4 = 9,45· 10⁷? 3,24· 10⁸

Так как N_HЕ1 > N_H01, то Z_N1=1, следовательно;

у_Н01=17НRС+200=17· 51+200=1067,

S_H1= 1,2 (табл. 1. 10 [1]), тогда

[у_H] ₁ = = = 889,17 (МПа)

Найдем эквивалентное число циклов для колеса:

N_HЕ2= N_H· К_НЕ=60·n_w·n₂·L_h·м_H=60·1·138,99·15 000·0,5 =6,25· 10⁷

Находим базовое число циклов перемены напряжений:

N_H02=30· НВ^2,4=30·480^2,4 = 8,16· 10⁷? 6,25· 10⁷

Z_N===1,275, у_Н02=17HRC+200=17· 48+200=1016 (МПа)

S_H=1,2 (табл. 1. 10 [1]), тогда допускаемые контактные напряжения:

[у_H] ₂ = ==1079,5 (МПа).

Допускаемое контактное напряжение:

[у_H] _Б= [у_H] ₁+ [у_H] ₂/2=984,34 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи II ступени.

Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:

N_HЕ1= N_H· К_НЕ=60·n_w·n₁·L_h·м_H=60·1·138,99·15 000·0,5 =6,25· 10⁷

Находим базовое число циклов перемены напряжений:

N_H01=30· НВ^2,4=30·450^2,4 = 7· 10⁷? 6,25· 10⁷.

Находим коэффициент, учитывающий срок службы:

Z_N1===1,242

Находим предел контактной выносливости по табл. 1. 10 [1]:

у_Н01=17НRС+200=17· 45+200=965 (МПа).

Коэффициент безопасности S_H=1,2 (табл. 1. 10 [1]).

Допускаемые контактные напряжения:

[у_H] ₁ = ==998,77 (МПа)

Найдем эквивалентное число циклов для колеса:

N_HЕ2= N_H· К_НЕ=60·n_w·n₂·L_h·м_H=60·1·35,19·15 000·0,5 =1,6· 10⁷

Находим базовое число циклов перемены напряжений:

N_H02=30· НВ^2,4 =30· 450^2,4=7·10⁷? 3,3· 10⁷

Находим коэффициент, учитывающий срок службы:

Z_N2===1,134

Находим предел контактной выносливости по табл. 1. 10 [1]:

у_Н02=17НRC+200=17· 45+200=965 (МПа).

Коэффициент безопасности по табл. 1. 10 S_H=1,2.

Допускаемые контактные напряжения:

[у_H] ₂ = ==911,92 (МПа)

Допускаемое контактное напряжение, МПа:

[у_H] _Т= [у_H] ₁+ [у_H] ₂/2=955,35 МПа

4.3 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни [у_F] ₁ и колеса [у_F] ₂ отдельно по формуле (индексы опущены):

[у_F] =,

где у_F0-предел изгибной выносливости, определяемый по табл. 1.10 [1]

S_F-коэффициент безопасности, приведенный в табл. 1.10 [1];

Y_A — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, в нашем случае, Y_A=1;

Y_N-коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, рассчитываемый по формуле:

Y_N= (1? Y_N<2,5),

где N_F0-базовое число циклов, для всех сталей N_F0=4· 10⁶;

N_FЕ-эквивалентное число циклов:

N_FE= N_F· м_F=60·n_w·n·L_h· м_F,

где n_w-число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае n_w=1;

n-соответствующая частота вращения, мин^-1.

Y_R — коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой, Y_R=1 при шероховатости Rz? 40 мкм.

Допускаемые напряжения изгиба для косозубой передачи I ступени

Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:

N_FE1= N_F· м_F=60· n_w·n₁·L_h· м_F=60· 1·720·15 000·0,3=7,8·10⁷.

Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, m_F=9 согласно табл. 8. 10 [2]:

Y_N1===0,72? 1.

Коэффициент безопасности S_F=1,75 согласно табл. 1. 10.

Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:

у_F01= 900 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба:

[у_F] ₁==· 1·1·1=514,28 (МПа).

Найдем эквивалентное число циклов для колеса:

N_FE2= N_F· м_F=60· n_w·n₂·L_h· м_F=60· 1·138,99·15 000·0,3 = 1,5· 10⁷.

Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, m_F=9 табл. 8. 10 [2]:

Y_N2===0,86 ?1.

Коэффициент безопасности по табл. 1. 10 S_F=1,75.

Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:

у_F02=900 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба:

[у_F] ₂==· 1·1·1=514,28 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба для косозубой передачи I I ступени

Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:

N_FE1= N_F· м_F=60· n_w·n₁·L_h· м_F=60· 1·138,99·12 500·0,3 = 1,5· 10⁷.

Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, m_F=9 (табл. 8. 10 [2]):

Y_N1===0,86? 1.

Коэффициент безопасности по табл. 1. 10 S_F=1,75.

Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:

у_F01=900 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба:

[у_F] ₁==· 1·1·1=514,28 (МПа).

Найдем эквивалентное число циклов для колеса:

N_FE2= N_F· м_F=60· n_w·n₂·L_h· м_F=60· 1·35,19·15 000·0,3 = 9,5· 10⁶.

Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, m_F=9 (табл. 8. 10 [2]):

Y_N2===0,91 ?1.

Коэффициент безопасности S_F=1,75 (табл. 1. 10 [1]).

Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:

у_F02=900 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба:

[у_F] ₂==· 1·1·1=514,28 (МПа).

4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)

Проверку будем вести тихоходной ступени редуктора

Контактные напряжения в зацеплении определяется по формуле:

у_H=1,18· Z_Hв·,

где Е_пр — приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Е_пр=0,215· 10⁶ МПа;

Т_1Т — момент на шестерне передачи, Н· м.

d_w1 — начальный диаметр шестерни, мм;

b_w — ширина зубчатого венца колеса, мм;

б_w — угол зацепления;

u — передаточное число передачи;

При расчете косозубой передачи коэффициент Z_Hв определяется по формуле:

Z_Hв=,

где К_Нб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности и окружной скорости и определяемый по таб. 8. 7. [2]; е_б — коэффициент торцевого перекрытия; в — угол наклона зубьев на делительном диаметре.

Коэффициент нагрузки К_Н представляется в виде

К_Н= К_Нв· К_НV,

где К_Нв — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, находится по графикам на рис. 8. 15 [2], в зависимости от схемы редуктора, от параметра ш_bd=b/d_w1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса, К_НV — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V и назначаемый по табл. 8. 3.

Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи I I ступени.

Е_пр=0,215· 10⁶ МПа;

Т₁ = 388 Н· м;

d_w1 = 64,62 мм;

b_w = 53,8 мм;

б_w = 20⁰; u = 3,95

Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки:

К_Нб=1,09 (8 степень точности табл. 8. 7 [2]).

Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки:

К_Нв1=1,2 (график VI, рис. 8,15 ш_bd=b/d_w1=53,8/64,62=0,83).

Определим коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

К_НV =1,0 (V =2,82 м/мин, 8 степень точности табл. 8. 3 [2]).

Найдем коэффициент нагрузки:

К_Н1= К_Нв· К_НV=1,2·1,0 =1,2

Z_Hв===0,795

Контактные напряжения в косозубом зацеплении:

у_H=1,18· Z_Hв·=

=1,18· 0,795=914,2 (МПа)

у_Нт =914,2 МПа < [у_Н] _т=955,35 МПа

Условие прочности выполняется, недогруз составляет около 5%

4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса

Напряжения в основании зубьев косозубых колес определяются по формулам: для шестерни:

у_F1=Y_F1· Z_Fв·F_t·K_F/(b_w·m),

где Z_Fв-коэффициент, вычисляемый по формуле

Z_Fв= K_Fб· Y_в/е_б

K_Fб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. табл. 8. 7, [2]);

Y_в-учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством

Y_в=1-в⁰/140⁰;

для колеса:

у_F2= у_F1· Y_F2 /Y_F1,

Значения Y_F2 иY_F1 назначают по графику рис. 8. 20 в зависимости от условных чисел зубьев шестерни z_V1=z₁/cos³в и колеса z_V2= z₂/ cos³в.

Напряжение изгиба в зубьях косозубой передачи II ступени редуктора

Найдем условные числа зубьев шестерни и колеса:

z_V1=z₁/cos³в=21/ cos³12,839=22,34

z_V2= z₂/ cos³в= 83/ cos³12,839=88. 3

Следовательно Y_F1= 3,9; Y_F2=3,6 (рис. 8. 20 [2])

Y_в=1-в⁰/140⁰=0,908.

Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

К_Fб=0,91 (8 степень точности табл. 8. 7 [2]).

Найдем Z_Fв:

Z_Fв= K_Fб· Y_в/е_б=0,91· 0,908/1,655 = 0, 5

Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

К_Fв2=1,15 (график VI рис. 8. 15 [2], ш_bd=b/d_w1=53,8/64,62=0,83).

Определим коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

К_FV=1,1 (V=2,82 м/мин, 8 степень точности табл. 8. 3 [2]).

Найдем коэффициент нагрузки:

К_F2= К_Fв2· К_FV=1,15·1,1=1,265

Определим напряжения в основании зубьев косозубых колес:

для шестерни:

у_F1=Y_F1· Z_Fв·F_t·K_F2/(b_w·m) =

=3,9· 0, 5· 12 008,7·1,265/53,8·3,0=183,53 (МПа)

для колеса:

у_F2= у_F1· Y_F2 /Y_F1=183,53· 3,6/3,9 = 169,42 (МПа)

4.6 Заключение о работоспособности передачи

Передача считается работоспособной, если выполняются условия:

1) контактная выносливость поверхностей зубьев колес тихоходной передачи,

у_НТ? [у_Н] _Т

у_НТ =914,2 МПа? [у_Н] _Т= 955,35 МПа;

2) изгибная выносливость зубьев шестерни косозубой передачи,

у_Fт? [у_F] _Т

у_F1=183,53 МПа? [у_F] ₁=514,28 МПа

изгибная выносливость зубьев колеса косозубой передачи

у_F2 = 169,42 МПа? [у_F] ₁=514,28 МПа

В результате проведенного расчета получилось, что рабочие напряжение изгиба у_F1,2 значительно меньше допустимых, но это вполне допустимо для закрытых зубчатых передач, так как нагрузочная способность этих передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.

5. Конструирование валов редукторов привода

Проектный расчет валов носит ориентировочный характер и имеет целью определить основные размеры и форму вала, связанные с нагрузками и назначением его основных элементов.

Диаметры участков валов можно определить по формулам:

для быстроходного вала,

d_Б=(8,5… 9,5) · =(8,5… 9,5) · =36,2…38,32? 40 (мм)

Полученный диаметр близок по значению диаметру вала электродвигателя (d_эд = 38 мм).

Диаметр конического хвостовика вала под полумуфту принимаем:

d = (0,8…1,2) · d _дв;

где

d _дв — диаметр выходного конца вала ротора двигателя.

d = (0,8…1,2) · 38 = 30,4… 45,6 мм.

Принимаем 32 мм

для промежуточного вала в месте установки зубчатых колес,

d_пр=7· =7· = 51,23? 53 (мм),

для тихоходного вала,

d_вых === 0,072 (м) =75 (мм)

Полученные результаты согласованы со стандартным рядом чисел Ra40, ГОСТ 12 080;66 и ГОСТ 12 081;72.

Для других участков валов диаметры определяются по формулам, имеющим рекомендательный характер.

Диаметр цапфы вала под подшипником для быстроходного вала:

d_П = d-2· t_кон,

где t_кон=2 мм (табл. 1. 9 [1])

d_П = d_Б — 2· t_кон = 40 — 2· 2 = 35 (мм).

Диаметр буртика для упора кольца подшипника:

d_БП = d_П+3· r = 35+3· 2,5 = 42,5? 43 (мм),

r = 2,5 мм (табл. 1. 9 [1])

Диаметр цапфы вала под подшипником для тихоходного вала:

d_П = 70(мм), t_цил=1,5 мм (табл. 1. 9 [1]).

Диаметр буртика для упора кольца подшипника:

d_БП= d_П+3· r = 70+3· 4 = 82 (мм),

r = 4 мм (табл. 1. 9 [1]).

Диаметр шейки вала в месте установки колес:

dк? d_БП,

dк = 75 мм.

Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:

d_БК= d_К+3· f =75+3· 3=81 (мм),

f = 3 мм (табл. 1. 9 [1]).

Диаметр цапфы вала под подшипником для промежуточного вала:

d_П = 45 (мм),

Диаметр буртика для упора кольца подшипника:

d_БП=d_П+3· r? d_K

d_БП = d_П+3· r = 45+3· 3 = 51 (мм),

r=3 мм (табл. 1. 9 [1]).

Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:

d_БК = d_К+3· f = 53+3· 1,6 = 57,8? 58 (мм),

f = 1,6 мм (табл. 1. 9 [1]).

Длину посадочного участка быстроходного вала принимаем по ГОСТ 12 081;72: L_МБ = 50 мм

Длина промежуточного участка быстроходного вала:

L_КБ = (1…1,4) · d_П = (1…1,4) · 45 = 45…63? 50 (мм),

Длина промежуточного участка тихоходного вала:

L_КТ = (0,8…1,2) · d_П = (0,8…1,2) · 70 = 60…84? 70 (мм)

Длину посадочного участка тихоходного вала принимаем по ГОСТ 12 081;72: L_МБ = 110 мм

Конструкции быстроходного, промежуточного и тихоходного валов приведены на рис. 5

Рисунок 6 — Конструкции валов

5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

При расчете на усталостную прочность представим вал в виде балки на двух опорах. Одну из опор примем шарнирно-неподвижной, другую шарнирно подвижной. Заменим действие установленных на вал колес соответствующими нагрузками. Векторы радиальных сил F_r2 и F_r3 перенесем в центр тяжести сечения вала по линии их действия. Векторы окружных сил F_t2 и F_t3-параллельно самим себе. При этом появятся два крутящих сосредоточенных момента:

Т_кр2=Т_кр3=Т_2Б=392 (Н· м)

Перенесем векторы сил F_a2 и F_a3 на ось промежуточного вала. При этом возникает сосредоточенные изгибающие моменты:

Т_из2Б = =78,2 (Н· м)

Т_из2Т = =79,33 (Н· м)

Силовые факторы лежащие в вертикальной плоскости вызовут в подшипниках реакции R_ay и R_by, а в горизонтальной плоскости R_ax и R_bx.

Видно (рис. 6), что вал работает на совместное действие растяжения, кручения и изгиба. Рассмотрим каждую деформацию отдельно, используя принцип независимости действия сил. Определим положение опасного сечения вала, для этого используя метод сечений, установим, как меняются по длине вала внутренние силовые факторы, т. е. построим их эпюры.

Изгиб в вертикальной плоскости.

Уmom_a=0ююю

F_r3· l₁ + F_r2· l_2 — T_из2Б+Т_из2Т — R_bz· l₃ =0

R_bz==

= - 459,15 (Н)

Уmom_b = 0

F_r2· (l_3 — l₂) +F_r3· (l_3 — l₁) — T_из2Б+Т_из2Т+R_az· (l₃) = 0

R_az= =

= - 2371,2 (Н)

Проверим правильность определений реакций. Для этого запишем уравнения статического равновесия в виде суммы проекций всех сил на ось Z.

УY= - R_az — F_r2 + F_r3 — R_bz= - 2371,2 — 1151+3981,35−459,15 = 0

Вычислим изгибающие моменты:

Т_11в= R_az· l₁ = - 2371,2· 45,6·10^-3 = - 108,13 (Н· м)

Т_12в= R_az· l₁ +Т_из2Т = - 108,13 +79,33 = - 28,8 (Н· м)

T_21в= R_az· l₂+F_r3· (l₂-l₁) =

2385,05· 100,9·10^-3+3981,25•55,3·10^-3 = - 20,5 (Н· м)

T_22в=R_az· l₂+F_r3· (l₂-l₁) — T_из2Б=

= - 20,5 — 78,2 = - 98,69 (Н· м)

По полученным значениям строим эпюру Т_ив (рис. 6).

Рисунок 7 — Эпюра вертикальных сил

Изгиб в горизонтальной плоскости.

Уmom_a=0

F_t3· l₁-F_t2·l₂-R_bу·l₃=0

R_by===1415,1 (Н)

Уmom_b=0

F_t2· (l₃-l₂) — F_t3· (l₃-l₁) +R_aу· l₃=0

R_ay==

==7130 (Н)

Проверим правильность определений реакций. Для этого запишем уравнения статического равновесия в виде суммы проекций всех сил на ось Y.

УY= R_ay — F_t3+ F_t2+R_by=7130−12 008,7+3463,6+1415,1=0

Вычислим изгибающие моменты:

Т_1г=R_ay· l₁=7130·45,6·10^-3=325,13 (Н· м)

T_2г=R_ay· l₂-F_t3· (l₂-l₁) =

=7130· 100,9·10^-3-12 008,7·(100,9−45,6) · 10^-3 = 66,2 (Н· м)

По полученным значениям строим эпюру Т_иг (рис. 7).

Рисунок 8 — Эпюра горизонтальных сил

Рисунок 9 — Эпюра cуммарных моментов

Определим суммарный изгибающий момент в опасном сечении.

Т_и===342,64 (Н· м)

Определим суммарные реакции в опорах.

R_a= ==7513,95 (Н)

R_b= ==1487,7 (Н)

F_a = R_bx=2455,23 Н.

Определим фактический запас прочности.

Выбираем материал вала — сталь 45, улучшенная, у_В=750 МПа,

у_Т=450 МПа. Диаметр вала в опасном сечении d = 57,12 мм.

Осевой момент сопротивления:

W_и=0,1· d³=0,1·(57,12·10^-3) ³=18,6· 10^-6 (м³).

Полярный момент сопротивления:

W_p=0,2· d³=0,2·(57,12·10^-3) ³=37,2· 10^-6 (м³).

Определим для опасного сечения запас сопротивления усталости и сравним его с допускаемым. При совместном действии напряжения кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле:

S=,

где s_у=-запас сопротивления усталости только по изгибу;

s_ф=-запас сопротивления усталости только по кручению.

В этих формулах у_а и ф_а-амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а у_m и ф_m-постоянные составляющие, ш_у и ш_ф-коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, у_-1 и ф_-1 — пределы выносливости, К_d-масштабный фактор, К_F-фактор шероховатости, К_у и К_ф-эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

Найдем напряжение изгиба:

у_а=Т_и/W_и=342,64/18,6· 10^-6 = 18,42 (МПа).

Напряжение кручения:

ф=Т_кр/W_p=392/37,2· 10^-6=10,54 (МПа),

ф_а=0,5· Т_кр/W_p=0,5·10,54 = 5,27 (МПа).

Рассчитаем пределы выносливости у_-1 и ф_-1:

у_-1=0,4· у_В=0,4·750=300 (МПа),

ф_-1=0,2· у_В=0,2·750=150 (МПа).

По табл. 15. 1 для галтели К_у=1,85, К_ф =1,4.

По графику (см. рис. 15. 5 [2], кривая 2) К_d=0,48.

По графику (см. рис. 15. 6 [2], для чистовой обточки) К_F=0,9.

Для средне углеродистой стали ш_у=0,1 и ш_ф=0,05. Найдем s_у:

s_у==?3,8

Найдем s_ф:

s_ф===8,7

Определим запас сопротивления усталости:

S=

5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала

Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333–79 исходя из ранее найденного диаметра d_п=45 мм. Из каталога находим их параметры-размеры, динамическую грузоподъемность С и статическую грузоподъемность С₀, а также параметр осевого нагружения е и коэффициент осевой нагрузки Y.

Подшипник № 7209 А:

D=85 мм, d=45 мм, b=19 мм, С=42,7 кН, С₀=33,4 кН, е=0,414, Y=1,45.

Радиальные нагрузки R_a = 7557,5 Н и R_b = 1374,4 Н, осевая нагрузка F_a=2455,23 Н.

Определим

F_a/(VR_a) = 2455,23/1· 7513,95 = 0,327 < е = 0,414,

F_a/(VR_b) = 2455,23/1· 11 487,7 = 1,65 > е = 0,414.

Коэффициент вращения V=1 при вращении внутреннего кольца.

Эквивалентная нагрузка подсчитывается по формулам:

при F_a/(V· F_r)? e,

P_а= V· R_a·K_д·K_t=1·7513,95·1,3·1 = 9768,14 (Н);

где, K_д — коэффициент динамической нагрузки, K_д=1,3 ([1] для редукторов), K_{t -} температурный коэффициент, K_t=1 [1];

при F_a/(V· F_r) >e,

P_b=(Х· V·R_b+Y·F_a) · K_д· K_t=

=(0,4· 1·1487,7+1,45·2455,23) · 1,3·1 =4333,7 (Н)

с подставкой Х=0,4 (табл. 16. 4 [2]) и Y, выбранного из каталога.

Ресурс подшипника определяется из равенства:

L_E=60· 10^-6·n·L_he=60·10^-6·138,99·7500 = 62,55 (млн. об),

где n-частота вращения, в нашем случае n=n_2Б=n_1Т=138,99 об/мин.

Динамическая грузоподъёмность подшипника:

С_р=Р· ,

где р=10/3=3,33 для роликовых подшипников, а₁-коэффициент надежности (а₁=1 [1]), а₂ — коэффициент, учитывающий свойства материалов колец и тел качения (а₂=1,1 табл. 16. 3 [2]).

Найдем динамическую грузоподъёмность подшипников (самого нагруженного):

С_ра= Р_а· =9768,14·=32 833,33 (Н)

Проверим выполнение условия:

С_р? С

С_ра = 32 833,33 Н? С = 42 700 Н

Условие выполняется, следовательно, подшипники подобраны верно.

Рисунок 10 Подшипник по ГОСТ 333–79

5.3 Подбор призматических шпонок

Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h.

Принимая величину допускаемых напряжений смятия [у_см] =80…120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:

L_р?4· Т·10³/(d·h· [у_см]),

где · [у_см] =150 МПа (для неподвижных посадок [2]).

Шпонка b=10 мм, h=8 мм на хвостовике быстроходного вала:

L_р?4· Т·10³/(d·h· [у_см]) =

= 4· 77,22·10³/(32·8·150) = 8,04 (мм)

Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

L = L_р+b = 8,04+10= 18,04? 20 (мм)

Выбираем шпонку 10×8×28 по ГОСТ 23 360–78

Но исходя из конструктивных соображений длину шпонки

принимаем равной 36 мм

Выбираем шпонку 16×10×36 по ГОСТ 23 360–78

Шестерню промежуточного вала выполняем в целом с валом.

Шпонка b= 20 мм, h =12 мм под колесом тихоходного вала:

L_р?4· Т·10³/(d·h· [у_см]) =

= 4· 1487·10³/(75·12·150) = 44,1 (мм)

Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

L = L_р+b = 44,1+20 = 64,170 (мм).

Выбираем 2 шпонки 20×12×36 по ГОСТ 23 360–78

Шпонка b=18 мм, h=11 мм на хвостовике тихоходного вала:

L_р?4· Т·10³/(d·h· [у_см]) = 4· 1487·10³/(60·11·150) = 60,1 (мм)

Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

L = L_р+b=60,1+18 =78,1 80 (мм).

Выбираем шпонку 18×11×80 по ГОСТ 23 360–78

6. Конструирование элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Корпус редуктора, как правило, разъемный; состоит из крышки и корпуса. Габаритные размеры корпуса редуктора определяются габаритом передачи. В малонагруженных редукторах при Т_Вых?500н?м толщины корпуса и крышки принимаются одинаковыми.