6. Конструирование зубчатых колёс

Для изготовления стальных зубчатых колёс, представленных на рисунке 4.4, рекомендуется применять кованные или штампованные заготовки, имеющие более высокие механические характеристики.

Шестерни изготавливаются съёмными, если расстояние от впадины зуба до шпоночного паза больше 2,5m (рисунок 4.5).

Рисунок 4.4 – Стальная зубчатая шестерня

Рисунок 4.5 – Венец зубчатого колеса

На торцах зубчатого венца выполним фаски, мм:

Конструкцию кованных зубчатых колёс применяют при наружном диаметре менее 500 миллиметров (рисунок 4.6).

Диаметр ступицы, мм:

где - диаметр ступени вала, предназначенной для посадки колеса, мм.

Длина ступицы, мм:

Рисунок 4.6 – Кованное зубчатое колесо

Толщина обода колеса, мм:

!

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий, мм:

где

Диаметр отверстий, мм:

Толщина диска, мм:

где - ширина венца колеса.

6. Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным. Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть). Редуктор показан на рисунке 4.7.

Рисунок 4.7 - Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора, мм:

где - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

Толщина фланца крышки редуктора, мм:

Толщина рёбер жёсткости основания и крышки редуктора, мм:

Диаметр фундаментных болтов, мм:

Диаметр болтов у подшипников, мм:

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, мм:

Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку, мм:

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до осей болтов и ширины фланцев корпуса приведены в таблице 4.4.

Таблица 4.4 – Характеристика выбранных болтов

Номер	Болт	Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болта С, мм	Ширина фланца корпуса К, мм
1	М20	25	48
2	М14	19,5	36
3	М18	13	24

Диаметры отверстий под болты примем на 1 миллиметр больше диаметров болтов.

Расположение оси отверстия для болта у подшипника определяется размером е, мм:

При конструировании крышки определяющим размером является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщина стенки крышки, диаметр и число винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от диаметра D приведены в таблице 4.5.

Толщина фланца крышки, мм:

Таблица 4.5 - Толщина стенки крышки, диаметр и число винтов крепления крышки к корпусу

Вал	Наружный диаметр подшипника D, мм	Толщина стенки крышки , мм	Диаметр винтов крепления d4, мм	Число винтов крепления z
Входной	85	6	8	4
Промежуточный	100	7	10	6
Выходной	140	7	10	6

Толщина ножки крышки, мм:

Длина ножки крышки, мм:

Диаметр окружности, по которой располагаются оси винтов крепления крышки, мм:

где .

Диаметр фланца крышки, мм:

Диаметр гнезда, мм:

6. Компоновочная схема редуктора

Некоторые размеры компоновочного чертежа показаны на рисунке 4.8. Для выполнения компоновочной схемы нужно вычислить:

1. Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора, мм:

a = 10 мм.

Рисунок 4.8 – Некоторые размеры компоновочного чертежа

2) Расстояние между делительным диаметром колеса и внутренней стенкой редуктора, мм:

3. Расстояние между торцами колёс, мм:

3. Расстояния между центрами подшипников и зубчатых колёс промежуточного вала, мм:

3. Расстояние от крышки подшипника до шкива ремённой передачи, мм:

6) Ширина шкива ремённой передачи, мм:

7. Расстояние от крышки подшипника до полумуфты, мм:

6. Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчётов примем, что силы сосредоточенные, приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их разложим на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рисунке 4.9.

Определим усилия, действующие в передачах.

Окружные силы, Н:

Радиальные силы, Н:

Рисунок 4.9 – Схема редуктора и усилий, действующих в передачах

Осевые силы, Н:

Расчёт проведём с промежуточным валом, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости X0Y вдоль оси Z, Н:

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости X0Y вдоль осей X и Y, Н:

Суммарные реакции, Н:

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующие в плоскости X0Z, Н:

Участок вала АВ –

Участок вала ВС –

Участок вала СД –

По найденным значениям изгибающих моментов строим эпюры, которые приведены на рисунке 4.10.

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости X0Y:

Участок вала АВ –

Участок вала ВС –

Участок вала СД –

По найденным значениям изгибающих моментов строим эпюры, которые приведены на рисунке 4.11.

Суммарные изгибающие моменты, кН·мм:!

Эквивалентный изгибающий момент по третьей теории прочности, кН·мм:

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

Вычисленное значение диаметра вала в опасном сечении должно быть меньше диаметра вала под колесом, найденным при ориентировочном расчёте:

Условие выполняется, значит, вал рассчитан правильно.

Рисунок 4.10 – Эпюры изгибающих моментов обусловленные силами, действующими в плоскости X0Z

4.11 – Эпюры изгибающих моментов обусловленные силами, действующими в плоскости X0Y

4.11 Расчёт подшипников качения

В основу расчёта подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. Расчёт проведём для подшипников качения, установленных на промежуточном валу (рисунок 4.12).

Рисунок 4.12 – Схема действия сил в подшипниках

Действующие силы, Н:

Радиальные -

Осевая -

Определим отношение:

По величине отношения находим параметр осевого нагружения:

Осевые составляющие от радиальных нагрузок, Н:

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

так как , то следует:

Для опоры нагруженной большей осевой силой определить отношение:

Уточним значение параметра осевого нагружения:

Определим отношение для правой, более нагруженной опоры:

где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как , то для находим значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры, Н:

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент.

Для опоры нагруженной меньшей осевой силой определить отношение:

Уточним значение параметра осевого нагружения:

Определим отношение для левой, менее нагруженной опоры:

Так как , то для находим значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок:

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры, Н:

для более нагруженной опоры (правой) определим долговечность выбранного подшипника:

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой, то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.