В цьому випадку кожен підшипник вала сприймає своє осьове навантаження, яке залежить від схеми установки підшипників і співвідношення осьової сили в зачепленні редукторної пари і осьових складових радіальних навантажень в підшипниках. Тому еквівалентне динамічне навантаження розраховується для кожного підшипника з метою визначення найбільш навантаженої опори.
9.1.2.1. Визначити коефіцієнт впливу осьового навантаження е.
9.1.2.2.Визначити осьові складові радіального навантаження RS1, RS2.
9.1.2.3.Визначити осьові навантаження підшипників Ra1, Ra2.
9.1.2.4. Обчислити відношення 
, та 
;
9.1.2.5. За співвідношенням <e і >e вибрати формулу і визначити еквівалентне динамічне навантаження:
при 
>e 
;
при £ e 
,
де значення коефіцієнтів береться з табл.9.1.; табл.9.2.; табл.9.3.; табл.9.4.; табл.9.5.
9.1.2.6.Порівнюючи значення RЕ1, RЕ2 визначити найбільш навантажений підшипник.
9.1.2.7. Визначити динамічну вантажопідйомність Сrp за більшим значенням еквівалентного динамічного навантаження:
де RE – еквівалентне динамічне навантаження;
w - кутова швидкість вала.
9.1.2.8. Обчислити довговічність підшипника:
9.2.Визначити придатність підшипника за умовами 
та 
:
9.2.1.Якщо Сrp>Cr то рекомендується збільшити базову динамічну вантажопідйомність:
9.2.1.1. Переходом з легкої в середню або важку серію даного типа підшипника не змінюючи діаметр 2-ї та 4-ї ступені вала під підшипник.
9.2.1.2. Переходом з даного типа підшипника в інший, який має більшу вантажопідйомність.
9.2.1.3. Збільшенням діаметра 2-ї та 4-ї ступені під підшипник.
9.2.2. Якщо Сrp<<Cr то рекомендується зменшити базову динамічну вантажопідйомність:
9.2.2.1. Переходом з середньої серії в легку або дуже легку даного типа підшипника не змінюючи діаметр 2-ї та 4-ї ступені вала під підшипник.
9.2.1.2. Переходом з даного типа підшипника в інший з меншою динамічною вантажопідйомністю.
10.КОНСТРУКТИВНА КОМПАНОВКА ПРИВОДА.
10.1. Конструювання зубчастих коліс.
Конструкція коліс головним чином залежить від проектних розмірів, матеріалу, способу виготовлення заготовки та типу підприємства. Розрахунки конструктивних елементів зубчастого колеса надано в табл.10.1 (табл.10.2 [1]).
Таблиця 10.1 Конструкція циліндричних зубчастих коліс, мм
| Елемент колеса | Параметр | Спосіб отримання заготовки | |||
| а-прокат, б-ковка | в-ковка, г-штамповка | д-вилиті, е-складені | |||
| Обод | Діаметр | da<100 мм | da=100…500 мм | Da>500 мм | |
| Товщина | S=2,2m+0,05b2 | S=2,2m+0,05b2; H=0,1b2; So=1,2S; t=0,8h | |||
| Ширина | b2 (за розрахунком) | ||||
| Маточина | Діаметр внутрішній | d=d3(за розрахунком) | |||
| Діаметр зовнішній | dмт=1,55d | ||||
| Товщина | d=0,3d | ||||
| Довжина | Lмт=b2 lмт=(1,0…1,5)d | lмт= (1,0…1,5)d | |||
| lмт= (1,0…1,2)d | |||||
| Диск | Товщина | C=b2-(2…4) | C=0,5(S+dмт)³0,25b2 | ||
| Радіуси за- круглення та нахил | R³1 | R³6; g³7° | R³10; g³7° | ||
| Отвори | do³25мм; no=4…6 | ||||
Примітка: 1.При визначенні довжини маточини числовий коефіцієнт перед d приймають ближче до одиниці при посадці колеса на вал з натягом.
2.На торцях зубів виконують фаски розміром f=(0,6…0,7)m з округленням до стандартного значення за табл.10.2.
3. Кут фаски aф на прямозубих колесах aф=45°; на косозубих колесах при твердості робочих поверхонь НВ<350 aф=45°,а при НВ>350 aф=15°.
Таблиця 10.2. Стандартні розміри фасок, мм
| Діаметр маточини або обода | Від 20 до 30 | Від 30 до 40 | Від 40 до 50 | Від 50 до 80 | Від 80 до 120 | Від 120 до 150 | Від 150 до 250 | Від 250 до 500 |
| f | 1,0 | 1,2 | 1,6 | 2,0 | 2,5 | 3,0 | 4,0 | 5,0 |
10.2. Конструювання черв’ячного колеса
Таблиця 10.3 Конструкція черв’ячних коліс, мм
| Елемент колеса | Параметр | Значення |
| Обод | Діаметр найбільший | (за розрахунком) |
| Діаметр внутрішній | dв=0,9d2-2,5m | |
| Товщина | S=0,05d1; So=1,2S h=0,1b2; t=0,8h | |
| Ширина | b2 (за розрахунком) | |
| Маточина | Діаметр внутрішній | d=d3 (за розрахунком) |
| Діаметр зовнішній | Стальна dмт=1,55d Чавунна dмт=1,6d при з’єднанні шпоночному і натягу | |
| Товщина | d=0,3d | |
| Довжина | lмт= (1,0…1,5)d | |
| Диск | Товщина | C=0,5(S+dмт)³0,25b2 |
| Радіуси за- круглення та нахил | R³10; g³7° | |
| Отвори | do³25мм; no=4…6 |
Примітка: 1.При визначенні довжини маточини числовий коефіцієнт перед d приймають ближче до одиниці при посадці колеса на вал з натягом.
2. 2.На торцях зубів виконують фаски розміром f=0,5m з округленням до стандартного значення за табл.10.2.
3. Кут фаски aф=45°
 |
 |
Мал.10.2.1. Конструкція циліндричних зубчастих коліс.
 |
Мал.10.2.2. Конструкція черв’ячного колеса.
а,б – вінець напресовано (б – з натягом), в - колесо з чавуна
10.3. Конструювання валів.
Дивись рекомендації 10.2; 10.3 с.168-185 [1], с.167,168 [2]
 |
Мал. 10.3.1.Конструкція вала-шестерні циліндричної
а-df1>d3; б- df1<d3; в- df1<d3; dа1=d3; г- dа1<d3
 |
Мал.10.3.2. Конструкція черв’ячного вала
а-df1>d3; б- df1=d3; в- dа1<d3 df1<d3
10.4. Конструювання підшипникових вузлів.
Дивись рекомендації 10.4 с.185-210 [1],с.196-200 [2],
10.5. Конструювання корпусу редуктора.
Дивись рекомендації 10.5 с.210-230 [1], с.238-247[2],
Товщина стінок корпуса редуктора та ребер жорсткості приймаються однаковими:
d=1,12 
,
де Т2 –обертаючий момент на тихохідному валі Н×м.
10.5 Мащення. Мастильні пристрої.
10.5.1. Вибрати спосіб мащення.
Для редукторів загального призначення використовують безперервне мащення рідким мастилом картерним непроточним способом (занурюванням). Цей спосіб використовують для зубчатих передач при колових швидкостях від 0,3 до 12,5 м/с; для черв’ячних передач з циліндричним черв’яком допустимо до швидкості ковзання 10 м/с.
10.5.2. Вибрати сорт мастила.
Сорт мастила вибирається за табл.10.4
Таблиця 10.4. Рекомендуємі сорти мастил для передач
(ГОСТ 17479.4-87)
| Передача | Контактні напруження sН Н/мм2 | Колова швидкість зубчастих передач, м/с Швидкість ковзання черв’ячних передач м/с | ||
| до 2 | з 2 до 5 | понад 5 | ||
| Зубчаста | До 600 Від 600 до 1000 Понад 1000 | І-Г-А-68 І-Г-С-100 І-Г-С-150 | І-Г-А-46 І-Г-С-68 І-Г-С-100 | І-Г-А-32 І-Г-С-46 І-Г-С-68 |
| Черв’ячна | До 200 Від 200 до 250 Понад 250 | І-Т-Д-220 І-Т-Д-460 І-Т-Д-680 | І-Т-Д-100 І-Т-Д-220 І-Т-Д-460 | І-Т-Д-68 І-Т-Д-100 І-Т-Д-220 |
10.5.3. Вибрати кількість мастила.
Для одноступеневих редукторів об¢єм мастильної ванни розраховують виходячи з того, що на 1 кВт передаваємої потужності потрібно 0,4…0,8 л мастила. Менші значення приймають для крупних редукторів.
10.5.4. Обчислити рівень мастила.
В циліндричних редукторах: m £ hm £ 0,25d2,
де m- модуль зачеплення; при нижньому розміщенні шестерні hm=(0,1…0,5)d1, при цьому hmin=2,2m – аналогічно рівню мастила при нижньому розміщенні черв’яка. Бажано, щоб рівень мастила проходив через центр нижнього тіла кочення підшипника.
В черв’ячних редукторах: при занурюванні в масляну ванну колеса m £ hm £ 0,25d2, де m- модуль зачеплення; при нижньому або боковому розміщенні черв’яка hm=(0,1…0,5)d1, при цьому hmin=2,2m Бажано, щоб рівень мастила проходив через центр нижнього тіла кочення підшипника.
При нижньому розміщенні шестерні або черв’яка і високій частоті обертання для зменшення тепловиділення і втрат потужності рівень мастила зменшують так, щоб вивести шестерню (черв’як) з мастильної ванни. В такому випадку установлюють розбризкувачи.
10.5.5. Контроль рівня мастила.
Дивись рекомендації с.243-244 [1].
10.5.6. Злив мастила.
Дивись рекомендації с.244-246 [1].
10.5.7. Віддушини.
Дивись рекомендації с.247-248 [1].
10.6.Мащення підшипників.
Дивись рекомендації с.248-250 [1].
11. СКЛАДАННЯ РЕДУКТОРА.
Дивись рекомендації с.322,384 [2].
12.ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ.
12.1 Перевірити дві шпонки тихохідного вала на зминання під колесом і елементом відкритої передачи або напівмуфти:
Умова міцності 
,
де Ft – окружна сила на колесі або шестерні, Н;
Азм –площа зминання,мм 
.
,
- робоча довжина шпонки, мм;
l – повна довжина шпонки береться з компановки; b,h,t1 –стандартні розміри.
Для маточини зі сталі і спокійному навантаженні [s]см=110…190 Н/мм ;
При навантаженнях з коливаннями [s]см треба знизити на 20…25%. Якщо при перевірці шпонки sсм буде значно меншим за [s]см, то треба взяти шпонку меншого переріза.
12.2. Перевірочний розрахунок тихохідного вала.
12.2.1. Намітити небезпечні перерізи вала.
Вали в проектуємих редукторах мають місце два небезпечні перерізи: одне- на 3-ій ступені під колесом, друге – на 2-ій ступені під підшипником опори, яка суміжна з консольним навантаженням.
12.2.2. Визначити джерела концентрацій напружень в небезпечних перерізах:
Небезпечний переріз 2-ої ступені тихохідних валів визначають два концентратори напружень – посадка підшипника з натягом і ступеневий перехід галтеллю між 2-ою і 3-ою ступенями.
Концентрацію напружень на 3-ої ступені визначають для тихохідних валів – посадка колеса з натягом та шпонковийий паз;
12.2.3. Визначити напруження в небезпечних перерізах вала:
12..2.3.1. Нормальне напруження згину:
,
де М-сумарний згинаючий момент в перерізі який розглядається, Н×м; 
- осьовий момент опору переріза вала, 
. Для визначення круглого суцільного переріза вала при ступеневим переході приймають менший з двох діаметрів суміжних ступенів.
12.2.3.2. Дотичне напруження:
,
де Мк – крутний момент, Н×м; Wрнетто –полярний момент інерції опору переріза вала, . Для визначення Wрнетто круглого суцільного переріза вала при ступеневому переході приймають менший з двох діаметрів суміжних ступенів. Для визначення Wрнетто див. табл. 12.1
12.2.4.Визначити коефіцієнт концентрації нормальних напружень для розрахункового переріза вала:
де Кs - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, який залежить від розмірів перерізу, механічних характеристик матеріалу і вибираються за табл.12.2. [1]; Кd – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (табл.12.3. [1]); КF – коефіцієнт впливу шорсткості (табл.12.4. [1]); Ку – коефіцієнт впливу поверхневого ущільнення (табл.12.5. [1])
Таблиця 12.1. Осьові і полярні моменти опору перерізу вала, мм3
| Переріз вала | Wнето | Wrнето |
| Кругле суцільне | 0,1d3 | 0,2d3 |
| Вал зі шпонковими канавками | 
| 
|
| Шліцьовий вал | 0,1(da+df)3/2 | 0,2df3 |
| Вал-черв’як | pd3f1/32 | pd3f1/16 |
12.2.5.Визначити коефіцієнти концентрації дотичних напружень для розрахункового переріза вала:
де Кt - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, який залежить від розмірів перерізу, механічних характеристик матеріалу і вибираються за табл.12.2.; Кd – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (табл.12.3.); КF – коефіцієнт впливу шорсткості (табл.12.4.); Ку – коефіцієнт впливу поверхневого ущільнення (табл.12.5.).
12.2.6. Визначити границі витривалості в розрахунковому перерізі вала, Н/мм :
,
де s-1 і t-1 - границі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, Н/мм . s-1 визначається за табл.3.2. [1]; t-1=0,58s-1.
12.2.6. Визначити коефіцієнти запасу міцності за нормальними та дотичними напруженнями:
; 
.
12.2.7. Визначити загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі:
.
Прийняти [S]=1.6…2.1.
 |
Таблиця 12.2. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень Кs і Кt
| Параметри | Кs при sа, Н/мм2 | Кt при sа, Н/мм2 | |||||
| Для ступеневого переходу з галтеллю | |||||||
| t/r | r/d | ||||||
| £1 | 0,01 0,02 0,03 0,05 0,1 | 1,35 1,45 1,65 1,6 1,45 | 1,4 1,5 1,7 1,7 1,55 | 1,45 1,55 1,8 1,8 1,65 | 1,3 1,35 1,4 1,45 1,4 | 1,3 1,35 1,45 1,45 1,4 | 1,3 1,4 1,45 1,55 1,45 |
| £2 | 0,01 0,02 0,03 0,05 | 1,55 1,8 1,8 1,75 | 1,6 1,9 1,95 1,9 | 1,65 2,0 2,05 2,0 | 1,4 1,55 1,55 1,6 | 1,4 1,6 1,6 1,6 | 1,45 1,65 1,65 1,65 |
| £3 | 0,01 0,02 0,03 | 1,9 1,95 1,95 | 2,0 2,1 2,1 | 2,1 2,2 2,25 | 1,55 1,6 1,65 | 1,6 1,7 1,7 | 1,65 1,75 1,75 |
| £5 | 0,01 0,02 | 2,1 2,15 | 2,25 2,3 | 2,35 2,45 | 2,2 2,1 | 2,3 2,15 | 2,4 2,25 |
| Для шпонкових пазів, які виготовлені фрезою | |||||||
| кінцевою | 1,6 | 1,9 | 2,15 | 1,4 | 1,7 | 2,05 | |
| дисковою | 1,4 | 1,55 | 1,7 | ||||
| Для евольвентних шліців і різьб | |||||||
| Шліци Різьба | 1,45 1,8 | 1,6 2,2 | 1,7 2,45 | 1,43 1,45 | 1,49 1,6 | 1,55 2,0 | |
| Для посадок з натягом | |||||||
| Діаметр вала d,мм | Кs/ Кd | Кt/ Кd | |||||
| 2.5 3.3 3.3 | 3.0 3.95 3.95 | 3.5 4.6 4.6 | 1.9 2.45 2.4 | 2.2 2.8 2.8 | 2.5 3.0 3.2 |
Таблиця 12.3 Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу Кd
| Напружений стан і матеріал | Діаметр вала d, мм | ||||
| Згинання для вуглицевої сталі Згинання для легованої сталі Кручення для всіх видів сталі | 0,88 0,77 | 0,85 0,73 | 0,81 0,70 | 0,76 0,67 | 0,71 0,62 |
Таблиця 12.4
Коефіцієнт впливу шорсткості КF
| Вид механічної обробки | Параметри шорсткості поверхні Ra, мкм | КF при sа, Н/мм2 | ||
| Обточування Шліфування | 2,5…0,63 0,32…0,16 | 1,05 1,0 | 1,10 1,0 | 1,5 1,0 |
Таблиця 12.5
Коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення Ку
| Вид зміцнення | sв серцевини, Н/мм2 | Ку | ||
| гладкі вали | вали з концентрацією напружень | |||
| Кs£1,5 | Кs=1,8…2 | |||
| Загартування з нагрівом СВЧ | 600…800 800…1000 | 1,5…1,7 1,3…1,5 | 1,6…1,7 - | 2,4…2,8 - |
| Азотування | 900…1000 | 1,1…1,25 | 1,5…1,7 | 1,7…2,1 |
| Цементація | 700…800 1000…1200 | 1,4…1,5 1,2…1,3 | - 2,0 | - - |
12.3.ТЕПЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ЧЕРВ’ЯЧНОГО РЕДУКТОРА
Температура мастила в редукторі не повинна перевищувати допустимої [t]м=80…95°С. Температура повітря зовні tв=20°С. Температура мастила в корпусі черв’ячної передачі при безперервній роботі без штучного охолодження визначається як:
,
де Р1 – потужність на швидкохідному валу редуктора;
h- коефіцієнт корисної дії редуктора;
Кт =9…17Вт/(м2×град) – коефіцієнт теплопередачі;
А – площа поверхні корпуса редуктора, яка віддає тепло, м2
Для визначення А черв’ячний редуктор вписують в паралелепіпед і визначають площу його поверхонь не враховуючи площу днища. Орієнтовно можна визначити А в залежності від міжцентрової відстані.
Таблиця 12.6.
