Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический

,

а при  изгибе для углеродистых сталей его  значение увеличивают на 0,11;

 – коэффициент, учитывающий  влияние шероховатости поверхности,  который принимается равным: = 0,97…0,90 при параметре шероховатости R_а = 0,32…2,5 мкм [3].

 и  - коэффициенты, корректирующие влияние постоянных составляющих циклов напряжений на сопротивление усталости:

  и  – для среднеуглеродистых сталей,

  и    – для легированных сталей;

 и  , и – амплитудные (индекс а) и средние (индекс m) значения циклов изменения нормальных и касательных напряжений в опасном сечении вала; они рассчитываются по следующим формулам (применительно к валам редукторов):

,

где и – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала соответственно:

для сплошного сечения вала диаметром  :   и  , а для сечения вала, ослабленного шпоночным пазом шириной b  и глубиной  t₁ (принимаются по табл. П.13):

Значения  изгибающего  и крутящего Т моментов в расчетном сечении вала определяют по эпюрам изгибающих и крутящих моментов (см. п. 8.1).

Согласно  техническому заданию расчет на выносливость проводим для обоих валов. Результаты расчета по проведенным выше формулам для двух сечений и двух типов передач (по одному опасному сечению на вал) заносятся в табл. П.4.1. Там же указываем материал валов, диаметр вала в опасном сечении и тип концентратора напряжений: прессовая посадка колец подшипника (вал 1) и шпоночный паз (вал 2).

    
 

    

     

Таблица П.8.1

Результаты расчета валов прямозубой передачи на выносливость 

 

Примечание. Осевые и полярные моменты сопротивлений  сечений валов:

- для  d = 35 мм  W_x = 4288 мм³     и W_p = 8575 мм³;

- для  d = 46 мм  W_x = 8361 мм³  и W_p = 18094 мм³. 

Усталостная прочность валов редуктора обеспечивается 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

9. Подбор и расчет подшипников качения на долговечность. 

     Предварительно  выбранные в качестве опор валов  шарикоподшипники  (см. табл. 9.1) проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности (C_r) с учетом расчетного срока службы (L_h) привода. Расчетная динамическая грузоподъемность C_r связана с ресурсом работы шарикоподшипников (в млн. оборотов) зависимостью

     

,

     где - эквивалентная нагрузка, рассчитываемая по формуле

     

.

     В этом выражении (при вращении внутреннего  кольца) ; - коэффициент безопасности для редукторов общего назначения; температурный коэффициент при температуре масла в редукторе 100^оС; и - осевая и радиальная (R_A или R_B) нагрузки на наиболее нагруженный подшипник, по соотношению которых и данным табл. П.9.1 определяют параметр осевого нагружения (е), а затем и значения коэффициентов и . 

       Таблица П.9.1

     Значения  коэффициентов X и Y

     радиальных  шарикоподшипников 

     

     Расчетная долговечность подшипников L_h(p) (в часах) связана с ресурсом их работы L (в млн. оборотов) зависимостью

     

,

     где - частота вращения вала с рассчитываемым подшипником. Работоспособность подшипниковых узлов будет обеспечена при условии:

     L_h(p)

L_h .

     Данные  расчетов заносятся в табл..9.2. В прямозубой передаче .  

Таблица П.9.2

Данные  проверки подшипников для прямозубой передачи (при L_h=20∙10³ ч.) 

Примечание: 220 об/мин,  110 об/мин,   [C_о]₁ = 13,7 кН,   [C_о]₂ = 18,6 кН. 
 
 
 
 
 

10. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора. 

     Корпус  редуктора служит для размещения и координации взаиморасположения деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия нагрузок, возникающих в зацеплении зубчатой пары. Для усиления жесткости предусматриваем ребра, располагая их у приливов под подшипниками.

     Корпус  выполняем разъемным, состоящим  из основания (картера) и крышки. Материал корпуса – серый чугун СЧ15.

     Общий вид одной из типовых конструкций  корпуса с условными обозначениями  размеров его основных элементов показан на рис. П.10.1. В табл. П.10.1 и П.10.2 приведены значения этих параметров, рассчитанные на основе практических рекомендаций.

     Крышку  и основание корпуса фиксируем  относительно друг друга двумя коническими  штифтами, которые устанавливаем  без зазора до расточки гнезд под подшипники. Основание и крышку корпуса соединяют болтами М12 и М10. Из-за малого расстояния  в корпусе между подшипниками валов вместо двух болтов М12 устанавливаем один. Для обеспечения герметичности расстояние между осями болтов М10 принимаем приблизительно 120…150 мм.

     Для предотвращения протекания масла плоскости  разъема смазывают спиртовым  лаком или пастой «Герметик». Для захватывания редуктора при транспортировке и подъеме под фланцем основания располагаем приливы в виде крюков, а для снятия крышки предусматриваем крюки или петли на ней (аналогичные показанным на рис. П.9).

     Для заливки масла и осмотра внутренней части редуктора в его крышке имеется смотровое окно, закрываемое другой крышкой с отдушиной (см. рис. П.10). Маслопропускное отверстие выполняется под пробку М16×1,5 (см. рис. П.7). Для контроля уровня масла применяем жезловый маслоуказатель, устанавливаемый в нижней части картера.

     Для облегчения отделения крышки от основания  корпуса при разборке на поясе крышки устанавливают два отжимных болта.

     

     Рис. П.10.1. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора 
 
 
 
 

      Расчет основных размеров элементов корпуса из чугуна   Таблица П.10.1

 

                                                   Дополнительные размеры элементов корпуса  Таблица П.10.2