Проектування одноступінчатого циліндричного редуктора

3.1. Розрахунок зубчастих колес циліндричної передачі.

3.1.1.Матеріали зубчастих колес для редукторів загального призначення беруть за твердістю НВ<З5О. Тому вибираємо для колеса і шестірні сталь 45 з термополіпшенням до твердості НВ 235…262 для колеса і НВ 269…302 для шестірні (з метою вирівнювання довговічності зубів).

3.1.2.Визначаємо допустиме контактне напруження за формулою:

[ _н]= ; МПа,

де К_Нℓ - коефіцієнт довговічності, який в умовах тривалої експлуатації дорівнює 1.0;

[n_н] - допустимий коефіцієнт запасу міцності, беруть не меншим як 1,1 при поліпшенні;

_н - значення границі контактної витривалості (МПа), яке можна знайти наближено для сталей, що поліпшувались за формулою:

_н =2(НВ)+70;

3.1.3. Визначаємо обертальний момент на веденому валу редуктора за формулою:

М₂= ; Н·м,

де Р_ред.2. - потужність на вихідному (тихохідному) валі редуктора (беремо із завдання), кВт;

n_ред.2. - частота обертання веденого вала редуктора (також беремо із завдання); хвил.^-1.

3.1.4.Визначаємо розрахункову міжосьову відстань із умови контактної витривалості зубців, за формулою:

α^*_ω=К_α(u_ред.+1) ; мм,

де К_α – коефіцієнт міжосьової відстані, який дорівнює 495 для прямозубих і 430 для косозубих та шевронних передач;

u_ред. - передаточне число редуктора, знайдене при розрахунку пасової передачі;

Ψ_α - коефіцієнт ширини зуба в залежності від міжосьової відстані, який дорівнює у нашому випадку 0,4 (симетричне розташування колес відносно опор).

К_нβ - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження по ширині зуба. Для зубців, які проробили деякий час (притерлися) він дорівнює приблизно 1,07.

Визначену розрахункову міжосьову відстань збільшуємо

до ближчого стандартного значення за таблицею 3.1 позначаємо через α_ω.

Таблиця 3.1 - Нормальні лінійні розміри в міліметрах

1-й ряд	50 63 80 100 125 160 200 250 320 400
2-й ряд	50 56 63 71 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400
3-й ряд	50 53 56 60 63 67 71 75 80 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 240 250 260 280 300 320 340 360 380 400

Примітка: При виборі розміру перевагу необхідно віддавати нормальним розмірам з більш крупною градацією.

3.1.5. Визначаємо розрахунковий модуль зачеплення:

m^*=(0,01÷0,02) α_ω; мм,

і збільшуємо до ближчого стандартного значення із ряду чисел (таблиця 3.2).

Таблиця 3.2 – Значення модулів зубчастих передач

в міліметрах

m	1-й ряд	1,0 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10
2-й ряд	1,25 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7 9

Примітка: При виборі модуля 1-му ряду слід віддавати перевагу.

3.1.6. Розраховуємо число зубців шестірні за формулою:

Z₁= ,

де β - кут нахилу зубів, град.

Рекомендується:

β=0⁰ - для прямозубих колес;

β=10⁰ - для косозубих колес;

β=30⁰ - для шевронних колес.

Чому відповідають значення: cos 0⁰=1

cos 10⁰=0,985

cos 30⁰=0,866

Знайдене число зубців Z₁ округляємо до цілого числа в ближчу сторону. Z₁ має бути ≥17 для прямозубих колес; для косозубих і шевронних колес Z_1min=17cos³β. Якщо Z₁ <17, то необхідно виконати новий розрахунок збільшивши міжосьову відстань настільки, щоб Z₁≥17.

3.1.7. Число зубців колеса знаходимо за формулою:

Z₂=Z₁·u_ред.

і округляємо до цілого числа.

3.1.8. Уточнюємо кут нахилу зубців у косозубих та шевронних передачах за допомогою формули (до формули підставляють розрахункове, а не округлене значення числа зубців):

сosβ= ,

звідки знаходимо значення кута β (град.). Для косозубих колес дійсне значення кута β=8…18⁰, для шевронних β_min=25⁰. При недотриманні зазначеної вимоги необхідно відкоригувати число зубців.

Визначимо фактичне передаточне число u_ф=z₂/z₁. Відхилення від заданого передаточного числа Δu= ·100%≤4%

3.1.9. Визначаємо діаметри ділильних кіл шестірні та колеса:

d₁= ·z₁; мм,

d₂= ·z₂; мм,

Для косозубих та шевронних передач проводиться

перевірка вірності виконаних розрахунків за формулою:

d₁+ d₂ ≈ 2α_ω; мм.

3.1.10. Визначаємо колову швидкість колес у зачепленні за формулою:

= ; м/с.

Якщо ≤5 м/с то зубчастий вінець виготовляють за 8-м ступенем точності, а при >5 м/с допускається 7-а ступінь точності.

3.1.11. Сили, які діють у зачепленні колес визначаємо за формулою:

а) Колова F_t= · М₂ ;

б) Радіальна F_r= F_t · ;

в) Осьова F_α= F_t · tgβ,

де α=20⁰; tg α =0,364.

3.1.12. Перевірочні розрахунки на згин та контактну міцність зубців циліндричної передачі у нашій роботі не виконуємо.

3.2. Розрахунок валів редуктора.

3.2.1. Для складання ескіза та розрахункової схеми вала необхідно попередньо знати діаметри основних його ділянок. Діаметр дільниці вхідного вала (швидкохідного), що виступає з редуктора знаходимо за формулою:

d^*_в.1=10 ; мм,

де допустиме напруження при крученні, яке дорівнює 25 МПа:

М₁= ; Нм.

Одержане значення d^*_в.1 округляємо в більшу сторону до стандартного значенням за таблицею 3.3. та позначаємо через d_в.1.

3.2.2. Діаметр цапф вала під підшипники визначаємо за формулою:

d^*_п.1=1,1 d_в.1; мм.

Одержане значення діаметра ступені вала округляємо в ближчу сторону до стандартної величини за таблицею розмірів кілець підшипників, (див. таблицю 3.5, 3.6) та позначаємо d_п.1. Так як на ділянку вхідного вала, що виступає, насаджується шків пасової передачі шириною В_шк, то для забезпечення жорсткого їх з'єднання використовуємо призматичні шпонки.

3.2.3. Діаметр дільниці вихідного вала, що виступає, визначаємо аналогічно,

тобто за формулою:

d^*_в.2=10 ; мм,

де =20 МПа,

М₂, Н·м - величина, знайдена вище.

Одержане значення округляємо до стандартної величини за таблицею 3.3. та позначаємо d_в.2. Діаметр цапф вала під підшипники визначаємо за формулою:

d^*_п.2=1,1 d_в.2; мм.

та округляємо його значення за таблицею 3.5 або 3.6 до стандартної величини, яке позначаємо d_п.2 Діаметри цапф вала під зубчастими колесами приймаємо за конструктивним розумінням більшими, ніж діаметр цапф вала під підшипники на 2-5 мм, для того, щоб одержати стандартне значення діаметра, за таблицею 3.3., котре позначаємо відповідно для вхідного та вихідного вала

через d_ц.1 і d_ц.2.

А саме: d_ц.1=d_п.1+(2÷5), мм,

d_ц.2=d_п.2+(2÷5), мм.

Таблиця 3.3 – Нормальні лінійні розміри в міліметрах

7,1 7,5 8 8,5 9 9,5 10 10,5 11 11,5 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 24 25 26 28 30 32 34/35 36 38 40 42 45/47 48 50/52 53/55 56 60/62 63/65 67/70 71/72 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 240 250

Примітка: під косою рискою приведені розміри посадочних поверхонь для підшипників кочення.

3.3. Конструктивні розміри зубчастих колес редуктора.

3.3.1. Діаметр виступів шестірні (меншого колеса) визначаємо за формулою:

d_a1 =d₁+2m; мм,

де d₁ (мм), m (мм) - величини, визначені вище.

Діаметр западин шестірні визначаємо за формулою:

d_f1 =d₁-2,5m; мм.

Ширину зубчастого вінця (обода) шестірні визначаємо за формулою:

b₁=0,4a+5; мм,

де a (мм) - величина, визначена вище. Отримане значення b₁ округлюємо до цілого числа.

3.3.2. Діаметри виступів і западин зубчастого колеса визначаємо відповідно за формулами:

d_a2 =d₂+2m; мм,

d_f2 =d₂-2,5m; мм.

Ширину зубчастого вінця (обода) колеса визначаємо за формулою:

b₂=0,4a; мм.

Отримане значення округляємо в ближчу сторону до цілого числа.

3.3.3. Шестірні виконують у двох варіантах: окремо від валу

і за одне ціле з валом (вал-шестірня). Вал-шестірню виконують в тому випадку, коли відстань між верхом шпонкового паза та западиною над ним буде виходити менше 2,5m.(див. рисунок).

3.3.4. При 200<d_ai≤500 мм (де i=1,2) окремі шестірні (колеса) мають між ободом і маточиною дискову частину, товщину котрої приймають за таблицею 3.3. стандартною в межах:

с=(0,2÷0,3)b; мм,

де b (мм) ширина зубчастого вінця шестірні або колеса.

3.3.5. Товщину обода δ₀ приймаємо за таблицею 3.3. стандартною в межах:

δ₀=(2,5÷4)m≥0,02d; мм,

де m - модуль зачеплення в мм, d - діаметр ділильного кола колеса (d=d₂) або шестірні(d=d₁)в мм.

3.3.6. Зовнішній діаметр маточини d_з.м. приймаємо за таблицею 3.3. рівним стандартному в межах: d_з.м.=(1,5÷1,7) d_в.м; мм,

де d_в.м внутрішній діаметр отвору маточини в мм, дорівнює діаметру вала в місці насадження колеса або шестірні, тобто d_ц.1 або d_ц.2.

Довжину маточини ℓ_м приймаємо за таблицею 3.3., яка дорівнює стандартній в межах:

ℓ_м=(1,2÷1,5) d_в.м; мм.

Бажано довжину маточини приймати рівною ширині зубчастого вінця (ℓ_м=b).

Для кращого звільнення заготовки колеса із штампу на гранях обода і маточини, які примикають до диску, передбачають ухили ψ≥7⁰ і закруглення кутів радіусом R≥5мм.

На торцях зубчастого вінця виконують фаски. Розміри фасок приймають f (0,6…0,7)m з округленням до

стандартного значення за таблицею 3.4.

Фаску виконують під кутом =45⁰ – на прямозубих зубчастих колесах та косозубих при твердості робочих поверхонь < 350НВ, а при твердості > 350НВ - =15⁰.

Таблиця 3.4 – Розміри фасок в міліметрах

d	від 20 до 30
f	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0

При d_ai≤200 мм (де i=1,2) - окремі шестірні або колеса виготовляють постійної товщини (без дисків).

3.3.7. Установка зубчастих колес на валах.

Для визначення осьового положення колеса на валу передбачається упорний буртик. Розміри буртика у перерізі приймаємо: по висоті – 5 мм, по довжині – 8 мм.

3.3.8. Довжину дільниці вала діаметром d_в.і, що виступає, приймаємо за таблицею 3.3. у межах:

ℓ_в.і.=(1,5÷2) d_в.і; мм,

де і=1 та і=2, відповідно для вхідного та вихідного вала. При цьому для вхідного вала слід приймати той розмір, котрий є ближчим до довжини маточини шківа, який насаджується на цей вал.

3.3.9. Довжину маточини шківа на вихідному валу приймаємо за таблицею 3.3. у межах:

ℓ_м.ш..=(1,5÷2) d_в.2; мм

3.4. Конструктивні розміри корпусу редуктора.

3.4.1. Товщину стінок верхньої частини (кришки) редуктора визначаємо за формулою:

δ_к.в.=0,02α_ω+3 мм ≥ 8 мм,

де α_ω - міжосьова відстань в мм.

Одержане значення округляємо до цілого числа.

Товщину фланця кришки для з'єднання її з корпусом визначаємо за формулою:

δ_ф.1= 1,5δ_к.в; мм.

Одержану величину округляємо до цілого числа.

3.4.2. Товщину стінок нижньої частини (корпусу) редуктора визначаємо за формулою:

δ_к.н.=0,025α_ω+3 мм ≥ 8 мм,

та округляємо до цілого числа.

Товщину верхнього фланця корпусу для з'єднання його з кришкою визначаємо за формулою:

δ_ф.2= 1,5δ_к.в; мм,

та округляємо до цілого числа.

Товщину нижнього фланця корпусу для кріплення його до фундаменту визначаємо за формулою:

δ_ф.3= 2δ_к.н; мм.

3.4.3. Ширину фланців у з'єднанні кришки з корпусом визначаємо за формулою:

b_ф.1= b_ф.2=3δ_к.н; мм.

Ширину фланця у з'єднанні корпусу з фундаментом визначаємо за формулою:

b_ф.3=4δ_к.н; мм.

3.4.4. Діаметр болтів, що з'єднують корпус з фундаментом, визначаємо за формулою:

d_δ.ф.=2δ_к.н; мм, d_δ.ф≥12 мм;

Діаметр болтів (гвинтів), що з'єднують кришку з корпусом, визначаємо за формулою:

d_δ.к.=1,2δ_к.н; мм, d_δ.к≥10 мм.

та округляємо до цілого числа.

Діаметр болтів (гвинтів), що з’єднують кришки підшипників з бобишками та кришки оглядового отвору з кришкою редуктора визначаємо за формулою:

d_δ.п.=0,5d_δ.к; мм, d_δ.к≥ 6 мм.

та округляємо до цілого числа.

Діаметр циліндричних або конічних штифтів для фіксації корпусних деталей установлюємо за формулою:

d_ш=(0,7…0,8)d .к., мм.

Примітка: Всі розміри при округленні повинні бути узгоджені із значеннями нормальних лінійних розмірів (див. таблицю 3.3). При виборі діаметрів різьби перевагу необхідно віддавати 1-му ряду діаметрів.

3.4.5. Якщо довжина маточини ℓ_м не більше ніж ширина зубчастого вінця шестірні b₁,то зазор між внутрішньою боковою стінкою корпуса і торцем вінця приймають рівним товщині стінки корпусу, тобто:

У₁=δ_к.н; мм.

Якщо довжина маточини більше ніж ширина вінця, то цей зазор беруть від торця маточини. Зазор між внутрішньою стінкою корпуса або кришки та колом вершин зубців колеса приймаємо рівним:

У₂=2δ_к.н; мм.

Щоб не сталося перемішування мастила із осідаючими на дно частками зносу, зазор між колом виступів колес і дном корпуса не повинен бути менше:

У₀=6m; мм,

де m модуль зачеплення.

3.4.6. Для визначення інших конструктивних розмірів потрібно накреслити ескіз компановки редуктора в маштабі 1:1 (на міліметровому папірі).

Компановку починають відображати з валів, потім переходять до зубчастих колес, підшипників, корпусу.

Розташування валів один відносно одного показано на схемі завдання. На цій схемі також показано (фланцями) положення площин роз'єму частин корпусу. Приклади виковання компановки редукторів

наведені в учбових посібниках.

3.5.Підбір підшипників.

3.5.1. Для підбору підшипників потрібно знати радіальні опорні реакції, котрі виникають в опорах при дії сил у зачепленні, тобто сил F_t, F_r F_a, які визначені при розрахунку зубчастих колес. Ці сили в залежності від схеми редуктора можуть бути вертикальні або горизонтальні. На вхідний вал редуктора крім цього ще діє горизонтальна сила натяжіння пасів F_п.

3.5.2. По кресленню компановки редуктора знаходимо відстань між серединами маточин колес і шківа.

3.5.3.Для визначення ширини. B кілець підшипника приймаємо для циліндричної прямозубої та шевронної передачі редуктора радіальні кулькові підшипники, для косозубої - радіально-упорні (конічні) роликопідшипники. При цьому використовуємо для кулькових підшипників таблиці 3.5, а роликопідшипників - таблиці 3.6 (починаючи з легкої серії).

3.5.4. Вертикальні реакції визначаємо від дії вертикальних сил, а горизонтальні - від горизонтальних сил. Опорні реакції знаходимо за схемою простої балки на двох опорах, причому для вхідного вала балка має консольну дільницю (де насаджений шків).

Виконуємо ескізи ведучого і веденого валів, на яких наносимо положення опор, шестірні і колеса, проставляємо необхідні розміри. Визначаємо опорні реакції від усіх зусиль та моментів.

3.5.5.Вертикальні реакції для вхідного вала за схемами 1,3,5 визначаємо за формулами:

R_xА=R_xB=0,5F_t; Н

Тут індекс "А" позначає опору кінця вала, що виступає, а "В" - другу опору.

Таблиця 3.5 Підшипники кулькові радіальні однорядні

Позначення	Розміри, мм	Вантажопідйомність, кН
d	D	B	C
Особливо легка серія
				9,36 11,2 13,3 15,9 16,8 21,2 21,6 28,1 29,6 30,7 37,7 39,7
Легка серія
				12,7 14,0 19,5 25,5 32,0 33,2 35,1 43,6 52,0

				56,0 61,8 66,3
Середня серія
				15,9 22,5 29,1 33,2 41,0 52,7 61,8 71,5 81,9 92,3 104,0 112,0
Важка серія
				36,4 47,0 55,3 63,7 76,1 87,1 100,0 108,0 119,0 143,0 163,0 174,0

Таблиця 3.6 Підшипники роликові конічні однорядні

Позначення	Розміри, мм	Вантажопідйомність, кН
d	D	Т	C
Легка серія
			15,5 16,5 17,5 18,5 20,0 21,0 22,0 23,0 24,0 26,5 27,5	19,1 23,9 29,8 35,2 42,4 42,7 52,9 57,9 72,2 95,9 97,6
Середня серія
			16,5 18,5 21,0 23,0 25,5 27,5 29,5 32,0 34,0 36,5 38,5	25,0 29,6 40,0 48,1 61,0 76,1 96,6 102,0 118,0 134,0 137,0

Середня широка серія
			22,5 25,5 29,0 33,0 35,5 38,5 42,5 46,0 49,0 51,5 54,5 58,5	31,5 47,5 63,0 76,0 90,0 114,0 122,0 160,0 186,0 210,0 240,0 280,0

Горизонтальні реакції для цього ж вала визначимо за формулами:

R_yА=0,5F_r+F_п·(1+ )+F_a ; Н

R_yB=0,5F_r-F_п· -F_a ; Н

де ℓ_п - відстань між серединами кілець підшипників; мм

ℓ_ш - відстань між серединою шківа і серединою кільця ближчого підшипника; мм.

F_п - горизонтальна сила, яка діє за рахунок натяжіння паса;

d₁ - ділильний діаметр шестірні, який визначений вище.

Для валів за схемами 1, 5 слід враховувати, що для них F_a=0. Від'ємне значення реакції R_yB означає, що вона спрямована по відношенню до R_yА в протилежний бік.

3.5.6. Вертикальні реакції для вхідного вала за схемами 7, 9 визначимо за формулами:

R_хА=0,5F_r+F_a ; Н; R_хB=0,5Fr-Fa ; Н.

Для вала за схемою 7 слід врахувати, що для нього F_a=0.

Горизонтальні реакції для цього ж вала визначаємо за формулами:

R_yА=0,5F_t+F_п·(1+ ); Н; R_yB=0,5F_t-F_п· ; Н.

3.5.7. Сумарні радіальні реакції визначимо за формулами:

R_rA= ; Н; R_rB= ; Н.

3.5.8. Потрібну динамічну вантажопідйомність для радіальних кулькових підшипників на опорах "А" і "В", визначимо відповідно за формулами:

С_р^(А)=К_δ ·R_rA · ; С_р^(B)=К_δ ·R_rB · ; Н,

де К_δ – коефіцієнт безпеки, який дорівнює для підшипників в редукторах:

К_δ=1,3

Lh - довговічність (ресурс), що приймається для редукторів, рівної Lh=15·10³ годин.

R_rA, R_rB, n_ред.1 величини, визначені вище.

3.5.9.Порівнюючи вирази R_yА і R_yB та враховуючи, що R_хА=R_хB приходимо до висновку, що R_rA> R_yB, звідси С_р^(А) > С_р^(B).

Так як підшипники, на які спирається вал, рекомендується приймати одного типорозміру, то перевірку динамічної вантажопідйомності кулькових підшипників слід виконувати для більш навантаженого підшипника, тобто на опорі "А".

3.5.10.Радіально-упорні роликопідшипники для спрощення рішення підшипникових вузлів рекомендується встановлювати «в розпір» так, щоб вісьові складаючі від радіальних реакцій зтискали вал.

В цьому випадку потрібну динамічну вантажопідйомність ролико-підшипників на опорах "А" і "В" визначимо за формулами:

С_р^(А)=К_δ[хR_rA + у(Fa+0,83ℓ· R_rB)]· ; Н,

С_р^(В)=К_δ(хR_rВ + 0,83уℓ· R_rB)· ; Н.

Звідси видно, що більш навантаженим є підшипник на опорі "А". Так як обидва підшипники, на які спирається вал, рекомендується приймати одного типорозміру, то перевірку динамічної вантажопідйомності будемо виконувати для підшипника на опорі "А". В цих формулах величину ℓ беремо приблизно 0,35, а величину х, у приймаємо в залежності від величини відношення:

Θ= ;

При Θ≤ℓ приймаємо х=1, у=0. При Θ>ℓ приймаємо х=0,4, у=1,65.

3.5.11.Для підшипників обох типів перевірку динамічної вантажопідйомності проводимо за допомогою нерівності: С_р^(А)≤С·10³; Н,

де С - паспортна динамічна вантажопідйомність, кН, визначається по таблиці 3.5 для кулькових підшипників і по таблиці 3.6 для ролико-підшипників.

3.5.12.Вертикальні та горизонтальні, а також сумарні реакції опор вихідного вала можна знайти, поклавши у формулах для реакції вхідного вала F_п=0 та замінивши d₁ на d₂. Тоді одержимо для схем 1,3,5:

R_хА=0,5F_t; Н, R_уА=0,5F_r+F_a ; Н

R_хB=0,5F_t; Н, R_уB=0,5F_r-F_a ; Н;

а для схем 7, 9: R_хА=0,5F_r; Н, R_yА=0,5F_t+ F_a ; Н

R_хB=0,5F_r; Н, R_yB=0,5F_t- F_a ; Н.

Сумарні радіальні реакції знаходимо за формулами:

R_rA= ; Н, R_rB= ; Н.

3.5.13. Підбір підшипників і перевірка їх вантажопідйомності для вихідного вала виконується також, як і для вхідного вала, тільки у формулі для С_р^(А) слід замінити n_ред.1 на n_ред.2, а F_a1 на F_a2.

3.5.14 Перевірку міцності валів у нашій роботі не виконуємо.

3.6. Перевірка міцності шпонкових з'єднань.

3.6.1.Для з'єднання шківа з вхідним валом та зубчастого колеса з вихідним валом використовуємо призматичні шпонки з округленими торцями. Матеріал для шпонок: нормалізована сталь45.

3.6.2.Розміри перерізу шпонок, а також пазів на валу та в маточині приймаємо в залежності від діаметра вала, по таблиці 3.7

Таблиця 3.7 – Шпонки призматичні в міліметрах

Інтервал діаметрів вала	Переріз шпонки	Глибина паза
ширина, b	висота, h	на валу, t1	в маточині, t2
12-17 17-22 22-30 30-38 38-44 44-50 50-58 58-65 65-75 75-85 85-95 95-110			3,5 5,5 7,5	2,3 2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 4,3 4,4 4,9 5,4 5,4 6,4

3.6.3. Розрахункову довжину шпонки приймаємо з умови міцності її на зминання, тобто за формулою: ℓ^*= + b

де d_в – діаметр вала (цапфи), що розглядається, мм.

h – висота шпонки мм, b – ширина шпонки мм, t₁ – глибина пазу на валу, мм,

M–обертовий момент, який передається через шпонкове з’єднання, Н м,

[ _зм] – допустиме напруження на зминання, яке дорівнює при насаджуванні колес [ _зм]=120 МПа; а при насаджуванні шківів [ _зм]=70 МПа.

Одержану довжину шпонки збільшують до ближчої стандартної величини по таблиці 3.8

Таблиця 3.8 – Стандартний ряд довжин призматичних шпонок у міліметрах

10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 200 220 250

При цьому довжина шпонки повинна бути менша на 5 мм за довжину маточини деталі, що насаджується на вал. Якщо ця умова не виконується, то слід збільшити довжину маточини.

3.7. Посадки деталей, змащення зубців та підшипників, ущільнення стиків.

3.7.1. Внутрішні кільця підшипників насаджуємо на вали з натягом, відповідно полю допуску валів к6. Зовнішні кільця встановлюємо в корпус по перехідній посадці, відповідно полю допуску отворів Н7. Фіксацію зовнішніх кілець у вісьовому напрямку виконують кришки. Для маточин шківів та маточин колес з прямими та шевронними зубами приймаємо посадку H7/p6,а для маточин косозубих колес - посадку H7/r6.

Для кришок підшипників приймаємо перехідну посадку H7/h8. У випадку використання стаканів під підшипники для них приймають посадку H7/h6 або H7/js6.

3.7.2. Змащення зубчастого зачеплення виконуємо зануренням зубчастого колеса у ванну з мастилом, об'єм якої приймаємо в межах:

V_м=(0,3 0,7)Р_ред.2·10^-3; м³

де Р_ред.2 - потужність на вихідному валу редуктора в кВт.

Колесо занурюється в мастило на висоту зуба. Мастило приймаємо марки И-70А.

Контроль рівня мастила здійснюємо за допомогою масловказівника, або масловказівного віконця. Змащення підшипників виконується за рахунок розприскування мастила на стінки корпусу при обертанні зубчастого колеса. Бризки мастила покривають всі деталі передачі, стікаючи із стінок корпусу та колес.

3.7.3.Ущільнення стику між фланцями кришок і корпусом виконуємо прокладками з технічного картону. Ущільнення стику між кришкою і дільницями валів, що виступають, виконуємо гумовими манжетами. Ущільнення між кришкою та корпусом виконуємо промащенням поверхні роз'єму мастикою.

3.7.4.У випадку виконання редукторів за схемами 7, 9 верхні підшипники можна також змащувати солідолом марки УС-2, ущільнюючи підшипникові вузли мастилозатримуючими кільцями.

ПРИМІТКА:

1) відстань ℓ_n-для вхідного і вихідного валів циліндричних передач приймають рівними та визначають як суму слідуючих відстаней:

а) більша з величин b₁ або ℓ_c2;

б) дві відстані між колесами і стінками корпусу (два зазори);

в) дві півширини кілець підшипників.

2) відстань ℓ_ш (у вхідного вала) приймають рівною сумі з половини ширини ободу шківа В_шк. або половини довжини його маточини ℓ (що з них більше), відстані між шківом і ближчим підшипником, а також пів ширини кільця підшипника (приймаємо 8 10 мм).