Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора
Корпус редуктора выполняется литым из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1421-79. Для удобства сборки корпус выполняется разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Для удобства обработки ее располагаем параллельно плоскости основания. Соединение корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема обеспечиваем фланцами. Последние объединены с приливами для подшипников.
6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
принимаем δ=8 мм,
принимаем δ=8 мм.
6.2 Диаметры болтов:
— крепления основания к раме (фундаментные болты)
,
принимаем болт с резьбой М20.
— соединяющих крышку с корпуса у бобышек подшипников
,
принимаем болт с резьбой М14.
— соединяющих крышку с корпусом по периметру фланцев
,
принимаем болт с резьбой М10.
— смотровой крышки
,
принимаем болт с резьбой М6
6.3 Ширена фланцев редуктора (см. рисунок 6.2)
— у подшипников 
,
— по периметру корпуса 
.
6.4 Толщина фланцев редуктора
—фундаментного 
, принимаем 18мм,
—корпуса 
—крышки 
, принимаем 11мм.
Для фиксации крышки редуктора относительно корпуса используем два конических штифта. Диаметр штифтов 
по ГОСТу 9464-79 штифт 
.
Эскизная компановка редуктора и подбор подшипников
7.1 Эскизная компоновка редуктора
После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.
Рисунок 7.1 Схема эскизной компоновки редуктора.
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
;
7.2 Подбор подшипников.
Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7210 ГОСТ333 – 71 с размерами:
; 
; 
; 
; 
; 
; 
, рабочая температура 
Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7208 ГОСТ333 – 71 с размерами:
; 
; 
; ; ; 
; 
, рабочая температура
8. Проверка валов и долговечности подшипников.
Расчет входного вала
8.1.1 Приближенный расчёт вала
Данные к расчёту: Fа1=1929,6H; Ft1=645,7 H; Fr1=694,7 H; T1=22,6Нм; d1=70 мм; n1=2895мин-1;
Материал вала сталь 40Х
| 22,6 |
| 22,6 |
| 78,2 |
| 10,7 |
| 41,3 |
Рисунок 8.1 Расчетная схема входного вала и эпюры изгибающих и крутящего момента.
Реакции в опорах в горизонтальной плоскости
проверка: 
Реакции в опорах в вертикальной плоскости
проверка: 
Анализируя полученные эпюры видно, что наиболее нагруженное место вала под червяком, в этом месте df1=58мм
Эквивалентный момент под шестернёй
Диаметр вала в опасном сечении
Здесь 
=40…60 МПа из стр. 384[5].
Так как полученный диаметр вала с учетом MЭ меньше внутреннего диаметра червяка 
.
8.1.2 Подбор подшипников
Данные к расчету
, 
,
Суммарные реакции на опорах
Тип подшипника
, т.к. это больше 0,7, то вал устанавливаем в роликовые конические подшипники №7207.
Эквивалентная нагрузка на подшипники (см. обозначения в п.7.1.3ПЗ) Эквивалентная нагрузка на подшипниках
,
где 
— динамический коэффициент, для редукторов =1,3 (таблица 11.12[2]);
— температурный коэффициент ( 
при 
стр. 197[2]);
X — коэффициент динамической радиальной нагрузки (X=1по таблицы 14.14 [5]).
V — коэффициент, учитывающий влияние вращающегося колеса. V=1 (стр. 197[2]).
.
Расчетная долговечность, млн. об
.
Расчетная долговечность, ч.
Т.е. подшипник имеет запас прочности и долговечности.
Расчет выходного вала
8.2.1 Приближенный расчёт вала
Данные к расчёту: Fа2=645,7 H; Ft2=1929,6 H; Fr2=694,7 H; T2=241,2 Нм; d2=250 мм; n2=231,6 мин-1;
Материал вала сталь 40Х
| 241,2 |
| 241,2 |
| 16,4 |
| 64,3 |
| 66,6 |
Рисунок 8.2 Расчетная схема выходного вала и эпюры изгибающих и крутящего момента
Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости
проверка: 
Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости
проверка: 
Анализ эпюр показывает, что наибольшие значения МF совместно с Т2 под червячным колесом.
В этом месте суммарный момент изгиба и эквивалентный
Необходимые диаметры вала этом сечение при [σ-1]=40 МПа.
что < dкол=52 мм принятого.
8.2.2 Подбор подшипников
Данные к расчету
, 
, ,
Суммарная реакция в опорах
Тип подшипника
На вал устанавливаем в роликовые конические подшипники №7210
Эквивалентная нагрузка на подшипниках
Расчетная долговечность, млн. об
.
Расчетная долговечность, ч.
Т.е. подшипник имеет запас прочности и долговечности
9 . Проверочный расчет шпоночного соединения
Для передачи вращающего момента между зубчатыми колесами, чашечками полумуфтами и валами применим призматические шпонки. Сечение шпонки 
, 
и 
выбираем по ГОСТу 23360-78 в зависимости от диаметра вала. Шпонки изготавливаем из стали 45, [σсм] = 80… 100 МПа (стр.91[4]). Расчетная длина шпонки (см. рисунок 8.1)
.
где Т— вращающий момент на валу, Нм;
d — диаметр вала, мм;
h — высота шпонки, мм;
t1 — глубина паза вала, мм;
l=lР + b — полная длина шпонки, мм;
b — ширина шпонки, мм.
Длину шпонки l округляем до ближайшего стандартного значения lстанд по ГОСТу.
Исходные данные и результаты расчета сводим в таблицу 9.1
Таблица 9.1
| Вал | d, | 
|  ,
|  ,
| T, | lр, | l, | lстанд, | σсм | |
| мм | 
| мм | мм | Нм | мм | мм | мм | МПа | ||
| 8x7 | 4,0 | 3,3 | 22,6 | 6,7 | 14,7 | |||||
| 14 x9 | 5,5 | 3,8 | 241,2 | 39,2 | 53,2 | |||||
| 16x10 | 6,0 | 4,3 | 241,2 | |||||||
Рисунок 9.1 Эскиз сечения шпоночного соединения, и шпонки.
10 Уточнённый расчёт вала
Так как в качестве рабочей детали принят вал червячного колеса, то и уточнённый расчёт выполняем для него. Проверочный расчёт вала выполняется для наиболее нагруженного сечения. Таковым является место установки червячного колеса (см. рисунок 7.3). В этом месте вал ослаблен шпоночным пазом.
Материал вала сталь 40, для которой σв=600 МПа, σт=638 МПа, ψσ=ψτ=0, σ-1=432 МПа, τ-1=255 МПа из таблицы 10.7[1].
10.1 W – осевой момент сопротивления сечения вала, с учётом шпоночного паза
Рисунок 10.1 Схема опасного
сечения вала
10.3 Полярный момент сопротивления вала по сечению нетто
10.4 Амплитуда и среднее напряжение при кручении и при нереверсивном вращении вала
10.5 Коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба Sσи кручения Sτ
где 
- пределы выносливости материала вала соответственно при изгибе и кручении с симметричным циклом (см. значения приведены выше);
KσD, KτD – коэффициенты концентрации напряжений , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление установки;
ψσ, ψτ – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений
где Кσ, Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений из [1] таблица 10.10 Кσ=1,46; Кτ=1,54;
Кdσ, Кdτ– масштабные коэффициенты из [1] таблица 10.12 Кdσ=0,76; Кdτ=0,65;
КFσ, КFτ– коэффициенты качества поверхности из [1] таблица 10.13 КFσ=0,9; КFτ=0,95;
Ку – коэффициент поверхностного упрочнения из [5] таблица 12.09 Ку=0,97.
Тогда
10.6 Полный коэффициент запаса усталостной прочности
Вывод: т. к. 
,то усталостная прочность материала вала, его конструкция со способами обработки и термообработки обеспечивается.
11 Тепловой расчёт редуктора
Температура масла tм в корпусе червячного редуктора при непрерывной работе без искусственного охлаждения
Здесь Р1 – мощность на червяке (Р1=9 кВт п. 1.8 ПЗ)
η=0,92 – КПД червячного зацепления (см. п. 3.7 ПЗ)
tо – температура воздуха вне корпуса (в условиях цехов 
)
КТ – коэффициент теплопередачи (для чугунных корпусов
КТ=12…17 Вт/(м2·°С))
А – приближённая площадь (м2) корпуса в нашем случае 
Ψ – коэффициент, учитывающий отвод тепла от днища редуктора (ψ=0…0,3).
12. подбор и проверочный расчет муфты.
Для передачи крутящего момента от двигателя редуктору выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой. Муфты такого типа обладают большой крутильной, радиальной и угловой податливостью.
Рисунок 12.1 Эскиз упругой муфты с торообразной оболочкой.
Размеры муфты по заданному моменту подбирают по справочникам и атласам.
При выборе муфты должно выполняться условие:
, 
- max вращающий момент при кратковременной перегрузке.
Выбираем муфту:муфта 125-1-28 У ГОСТ 20884-82.
Размеры муфты: 
Запас прочности по усталости упругой оболочки
Вращающий момент с полумуфт на оболочку передается силами трения, созданными при затяжке винтом. При передаче момента в оболочке возникают касательные напряжения крутильного сдвига. Наибольшего значения они достигают в кольцевом сечении диаметром D1 [2, стр. 295-296]:
Для резиновых оболочек, армированных нитями корда 
Число винтов z=6
Условия прочности соблюдаются.