Еквівалентне навантаження на підшипник:
X=1 Y2=0
Для розрахунку
прийнято коефіцієнт безпеки 
і температурний коефіцієнт 
(робоча температура підшипників менша за 
).Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник з урахуванням режиму роботи
Довговічність підшипників з урахуванням 95 %-ї надійності (коефіцієнт
) і для звичайних умов експлуатації радіально-упорних підшипників 
,. Показник степеня 
, згідно з результатами експериментів для роликових підшипників (
).
Розрахункова довговічність підшипника в годинах
Приймаємо 15000 год.
Отже, протягом експлуатації редуктора потрібно буде через 15000 год замінити підшипник на 1 валі.
7.2.Проміжний вал
Вихідні параметри:
; 
режим роботи – В; 
Згідно з розрахунками реакцій опор, більш навантаженим є підшипник 1, бо
, тому подальший розрахунок проводитимемо саме для цього підшипника.Орієнтуємося на радіально-упорні підшипники діаметр цапфи
, попередньо приймаємо підшипники 36026 легкої серії , що мають базову статичну вантажність 
і базову динамічну вантажність 
Для заданого важкого режиму навантаження передачі коефіцієнт інтенсивності навантаження 
Для визначення коефіцієнтів
і 
скористаємось ([1], табл.32.2) та приймемо 
і 
е=0,37.Навантаження підшипників:
Fs1=
Fs2=
Сумарні осьові навантаження підшипників:
Ra1 –Fa –Ra2=0
Ra2=Fs2
Ra1=Fa+Ra2= 314 +422=736H
Еквівалентне навантаження на підшипник:
X=1 Y2=0
Для розрахунку
прийнято коефіцієнт безпеки і температурний коефіцієнт (робоча температура підшипників менша за ).Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник з урахуванням режиму роботи
Довговічність підшипників з урахуванням 95 %-ї надійності (коефіцієнт
) і для звичайних умов експлуатації радіально-упорних підшипників ,. Показник степеня , згідно з результатами експериментів для роликових підшипників ( ).
Розрахункова довговічність підшипника в годинах
Приймаємо 9352 год.
Отже, протягом експлуатації редуктора потрібно буде через кожні 9352 год замінити підшипники на 2 валі.
7.2.Тихохідний вал
Орієнтуємося на роликові радіальні підшипника з короткими циліндричними роликами.
Вихідні параметри:
; 
режим роботи – В; Згідно з розрахунками реакцій опор, більш навантаженим є підшипник 2, тому подальший розрахунок проводитимемо саме для цього підшипника.
Для опор валів циліндричних зубчастих передач перевагу слід надавати радіальним кульковим підшипникам, які є найдешевшими та простими в експлуатації, їх успішно застосовують для опор валів, де осьове навантаження становить менше 35 % від сумарного радіального
Оскільки відношення 
, та зважаючи на значне радіальне навантаження та маючи діаметр цапфи , попередньо приймаємо підшипники 210 легка серії, що мають базову статичну вантажність 
і базову динамічну вантажність 
Для заданого важкого режиму навантаження передачі коефіцієнт інтенсивності навантаження Для визначення коефіцієнтів
і скористаємось ([1], табл.32.2) та приймемо 
і 
.Еквівалентне навантаження на підшипник
Для розрахунку
прийнято коефіцієнт безпеки (короткочасні перевантаження передачі до 220%) і температурний коефіцієнт (робоча температура підшипників менша за ).Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник з урахуванням режиму роботи
Довговічність підшипників з урахуванням 90 %-ї надійності (коефіцієнт
) і для звичайних умов експлуатації серійних кулькових підшипників 
( ), для подальшого розрахунку приймемо 
. Показник степеня 
, згідно з результатами експериментів для кулькових підшипників ( ).
Розрахункова довговічність підшипника в годинах
Отже, попередньо вибраний підшипник задовольняє умову задачі, оскільки
9. Конструктивні розміри основних деталей редуктора
9.1.Циліндрична косозуба передача (колесо)
Конструктивні розміри колеса :
Можливі форми циліндричних зубчастих коліс наведено нижче. У даному випадку колесо виконується окремо від вала із прокату або поковки. Враховуючи отримані вище розміри, приймаємо конструктивно колесо у вигляді е. Розміри такого колеса є відомими із попередніх розрахунків.
Рис.15 Конструкції циліндричних коліс
Довжина маточини:
Діаметр маточини:
Товщина зубчастого вінця:
Приймаємо 
Товщина диска:
Приймаємо
Примітка: така досить велика товщина диска приймається в загальному машинобудуванні з метою зменшення впливу технологічної обробки коліс на точність геометричної форми.
Радіуси заокруглень для штампованого колеса:
Приймаємо 
Діаметр отворів:
Діаметр кола центра отворів:
, приймаємо dц = 125 мм.
Кількість отворів приймаємо Z=6.
9.2.Циліндрична косозуба передача
Конструктивні розміри шестерні :
Можливі форми циліндричних зубчастих коліс наведено нижче. У даному випадку шестерня виконується окремо від вала із прокату або поковки. Враховуючи отримані вище розміри, приймаємо конструктивно шестерню у вигляді a. Розміри такої шестерні є відомими із попередніх розрахунків.
Рис.16 Конструкції циліндричних коліс
Довжина маточини:
Діаметр маточини:
Приймаємо 
.Товщина зубчастого вінця:
Приймаємо 
Товщина диска:
Радіуси заокруглень для штампованого колеса:
Приймаємо Діаметр отворів:
Діаметр кола центра отворів:
, приймаємо dц = 100 мм.
Кількість отворів приймаємо Z=6.
10. Розміри кріпильних болтів
Фундаментних:
Приймаємо болти М18.
З’єднувальних біля підшипників:
Приймаємо болти М14.
З’єднувальних, що з’єднують кришку з корпусом редуктора:
Приймаємо болти М12.
Для кріплення кришок підшипників:
Приймаємо болти М8.
Для оглядової кришки конструктивно призначаємо – М6.
11.Розміри корпуса та кришки редуктора
Товщина стінки корпуса редуктора:
Ширина фланця корпуса біля підшипників:
12.Розміри кришок підшипників
Редуктор має 6 глухих і 2 наскрізні кришки підшипників. За формою приймаємо глухі кришки типу 2 з табл. 52 [2] .
| Вал | D | D1 | D2 | D3 | d1 | n | H1 | h | L1 | b | s | c | r |
| Швидкохідний | 72 | 90 | 110 | 62 | 15 | 4 | 18 | 6 | 12 | 4 | 6 | 1 | 0,6 |
| Проміжний | 80 | 100 | 120 | 72 | 15 | 6 | 18 | 6 | 12 | 4 | 6 | 1 | 0,6 |
| Тихохідний | 100 | 120 | 145 | 90 | 18 | 6 | 23 | 9 | 16 | 5 | 7 | 1,6 | 0,6 |
Враховуючи швидкість обертання, вибираємо форму наскрізних кришок, що наведено в табл.54[2] .
| Вал | D | D1 | D2 | D3 | D4 | D5 | dв | d1 | d2 | n | H | h | l | l1 | B | a | b | c | r |
| Швидкохід. | 72 | 90 | 110 | 62 | 26 | 38 | 25 | 15 | 20 | 4 | 18 | 6 | 8 | 15 | 10 | 4 | 4 | 1 | 0,6 |
| Тихохідний | 100 | 120 | 145 | 90 | 51 | 67 | 50 | 18 | 24 | 6 | 23 | 8 | 13 | 20.5 | 10 | 5 | 5 | 1.6 | 0.6 |
13.1.Масловказівник
Рис.22 Ескіз масло вказівника жезлового типу
Розміри L та L1 обираються конструктивно при компонуванні редуктора залежно від рівня мастила.
13.2.Зливна пробка
Під час роботи передач продукти спрацювання поступово забруднюють мастило. З часом воно старіє, властивості його погіршуються. Бракувальними ознаками є підвищене кислотне число, збільшений вміст води, наявність механічних домішок. Тому мастило, залите в корпус редуктора, періодично заміняють. Для заміни мастила передбачаємо зливний отвір, що закривається пробкою з циліндричною наріззю (рис.) (ст.13,табл.4.4[3]).
Рис. Ескіз зливної пробки
14.Змащування зубчастих коліс
Зубчасті колеса змащуються простим способом – занурюванням їх у мастило. Рівень мастила вибираємо таким, щоб найменше одна третина довжини зубця косозубого колеса була занурена в мастило.
В’язкість мастила вибираємо в залежності від колової швидкості коліс і значення контактного напруження.
Для косозубої передачі:
; V=1.325м/с, тоді:
За величиною 450 із табл.75 [2], вибираємо відповідну кінематичну в’язкість: 120.
За значенням кінематичної в’язкості призначаємо марку наступну мастила
ТАП-15В (ГОСТ 23652-79).
15. Розрахунок муфти
Розрахунок фланцевої муфти:
Вихідні параметри:
; d=25 мм;Коефіцієнт перевантаження Кп=2,2;Сталь 45- матеріал пів муфт і болтів,
Коефіцієнт запасу міцності для болтів S=2,5;
Допустименапруженнярозтягу:
;Визначення кількості болтів:
f- коефіцієнт тертя(f=0,13);
=100 мм;
-коефіцієнт скручення болтаКзч=1,3-коефіцієнт запасу зчеплення між пів муфтами;
Приймаємо Z = 2.
Література
1. Павлище В. Т. Основиконструювання та розрахунку деталей машин. К. Вища школа, 1993р.
2. Заблонский К. И. Детали машин. К. Вища школа, 1985.-518 с.
3. Чернавский С. А., Слесарев Г. А., Козинцов Б. С. Проектирование механических передач. М. Машиностроение, 1984.-560 с.
4. Гарасюк Е. М., Калинин С. П, Павлище В. Т. Расчет елементовзубчатих редукторов. Львов. 1981.-128 с.
5. Чернавский С. А., Боков К. М., Чершин Н. М. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1988.-416 с.
6. Самохвалов Я. А., Левицкий М. Я., Григораш В. Д. Справочник техника-конструктора. К. Техніка, 1978.-592 с.
7. Малащенко О.В., Янків В.В. Деталімашин .Курсовепроектування. Новийсвіт- 2000.Львів.2004р.
1 2 3 4