Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение по формуле:

Это больше, чем требуемый коэффициент запаса [S] = 8,4; следовательно, условие S ≥ [S] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки d_cm3 = 1,6 · 30 = 48 мм; l_cm3 = (1,2 ÷ 1,5) 30 = 38 ÷ 45 мм, принимаем l_cm3 = 40 мм.

Толщина диска звездочки 0,93 В_ВН = 0,93 · 12,7 = 12 мм, где В_ВН = 12,7 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена.

VII. Первый этап компоновки редуктора.

Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии x = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y₁ = 15 мм.

Для однородных конических роликоподшипников:

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f₁ = 140 + 12 = 162 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

C₁ ≈ (1,4 ÷ 2,3) · f₁ = (1,4 ÷ 2,3) · 162 = 226,8 ÷ 372,6. Принимаем С₁ = 300 мм

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y₂ = 20 мм.

Для подшипников 7207 размеры

Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А^| = А = 115 м.

Замером определяем расстояние f₂ = 16 + 510 = 526 мм и

С₂ = (1,4 ÷ 2,3) · 526 = 736,4 ÷ 1209,8, принимаем С₂ = 973 мм.

Намечаем положение звездочки и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника: l₃ = 0,5 · d_b2 + a₂ = 30 · 0,5 + 16 = 31 мм.

VIII. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении: F_t = 264 H, F_r1 = F_a2 = 92 H, F_a1 = F_r2 =23 H.

Первый этап компоновки дал f₁ = 162 мм и с₁ = 300 мм.

Реакция опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a).

В плоскости XZ

R_x2 · C₁ = F_t ·f₁;

R_x1 · C₁ = F_t (c₁ + f₁);

Проверка: R_x2 – R_x1 + F_t = 142,56 – 406,56 + 264 = 0.

В плоскости YZ

;

;

;

Проверка: R_y2 – R_y1 + F_r = 41 – 133 + 92 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S₂ = 0,83 · e P_r2 = 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H;

S₁ = 0,83 · e P_r1 = 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H;

здесь для подшипника 7204 параметр осевого нагружения e = 0,36, а для 7207 е = 0,37.

Осевые нагрузки подшипников. В этом случае S₁ > S₂, F_a > 0, тогда

P_a1 = S₁ = 132 (H); P_a2 = S₁ + F_a = 132 +23 = 155 (H)

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

P_э2 = (X · V · P_r2 + Y · P_a2) · K_б ·К_т;

для заданных условий V = K_б = К_т =1; для конических подшипников при

коэффициент Х = 0,4 и коэффициент Y = 1,565.

Эквивалентная нагрузка Р_э2 = (0,4 · 150 + 1,565 · 155) = 302,57 Н = 0,3 кН

Расчетная долговечность (млн.об):

Расчетная долговечность (ч.)

где n = 974 об/мин – частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Р_Э1 = V · p_r1 · K_б · К_т = 430 · 1 · 1 · 1 = 430 Н = 0,4 кН.

Расчетная долговечность, млн. об:

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов F_t = 264 H; F_r = 92 H; F_a = 23H.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_b = 1815 H. Составляющие этой нагрузки F_bx = F_by = F_b · sin γ = 1815 · sin 45⁰ = 1815 · 0,7 = 1270

Первый этап компоновки дал f₂ = 526 мм; С₂ = 973 мм; l₃ = 31 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую осевую силу F_a), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым».

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости XZ:

R_x3 = 406,7 H R_x4 = 142,7 H

Реакции в плоскости YZ (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d₂ = m · Z₂ = 9,08 · 100 = 908 мм);

R_y3 = 131 H R_y4 = 39 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7207, то долговечность определили для более наружного правого подшипника:

Отношение , поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка P_Э4 = VP_r4 K_б · К_т = 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 Н = 0,2 кН.

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

здесь n = 239 об/мин – частота вращения ведомого вала. Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7207 приемлемы.

IX. Второй этап компоновки редуктора.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 × 1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 ÷ 0,15)d_П: принимаем ее равной 0,15 · 20 = 3 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

Очеркиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки х = 10 мм, y₂ = 20 мм.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала

 48 мм, а с другой – в мазеудерживающее кольцо; участок вала  60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее колесо  35 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от  40 мм к  35 мм смещен на 2 – 3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса δ_к = 27 мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

Определяем глубину гнезда под подшипник l_т ≈ 1,5 · Т₂ = 1,5 · 18,25 = 27,3 мм, где Т₂ – ширина подшипника 7207.

Х. Проверка прочности шпоночных соединений.

Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте d_b2 = 30 мм. Сечение и длина шпонки b × h × l = = 8 × 7 × 28; глубина паза t₁ = 4 мм по ГОСТ 23360 – 78.

Момент на звездочке Т₃ = 120 · 10³ Н · мм

Напряжение смятия:

δ_см [δ_см]

XI. Уточненный расчет валов.

Материал валов – сталь СТ45 нормализованная; δ_b = 570 МПа.

Пределы выносливости:

δ_-1 = 0,43 · δ_b = 0,43 · 570 = 246 МПа

τ_-1 = 0,58 · δ_-1 = 0,58 · 246 = 142 МПа

У ведущего вала определить коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты M_y и М_х и крутящий момент Т₂ = Т₁.

Концентрация напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

М_y = R_x2 · C₁ = 142,56 · 300 = 43 · 10³ H · мм

M_x = R_y2 · C₁ = 41 · 300 = 12 · 10³ H · м

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения: