Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала.

Произведём расчёт быстроходного вала:

Определим выходной конец вала:

, (4.1)

где T₁=27, 5 Нм

мм

Делаем шестерню заодно с валом, диаметр вала под подшипники мм. Диаметр под шестерню мм.

Рассчитаем промежуточный вал:

Диаметр ступени для установки на неё колеса:

, (4.2)

где T_пр=211 Нм

мм

Принимаем d_к=45 мм. Диаметр буртика для упора колеса d_бк=60 мм. Диаметр участков для установки подшипников d_п=50 мм. Диаметр под колесо тихоходной ступени d_ш= 55мм. Шестерню делаем заодно с валом

Диаметр под шестерню мм.

Рассчитаем приводной вал:

Диаметр вала под полумуфту:

,

где T_пр=1844 Нм

мм

Принимаем d_к=75 мм.

Расчёт тихоходного вала описываем подробно.

Назначаем материал: Сталь 45.

Термообработка: нормализация.

Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:

МПа

МПа

Определяем диаметр выходного конца вала (минимальный):

мм, где Мпа (4.3)

Выбираем диаметры вала:

d=75 мм – диаметр в месте посадки муфты

d_п=80 мм – диаметр в месте посадки подшипников

d_к=85 мм – диаметр в месте посадки колеса

Усилия в зацеплении:

Окружная сила:

Ft=2*1000Т/d=2000*1912/254= 15055Н (4.4)

Радиальная сила:

(4.5)

где -угол профиля.

Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой

Определяем расстояние между опорами (табл. 3.2, с.8, [4]):

(4.6)

где l_ст=60 мм – длина ступицы

x=25 мм – зазор между колесом и внутренними стенками корпуса

f=l3=90мм – расстояние между опорой и концом выходного вала

w=60мм – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников

Получаем:

мм

Определяем реакции вертикальной плоскости

. (4.7)

Н.

. (4.8)

Н.

Проверка:

А_y+ В_y - F_r=2739, 5+2740, 5 - 5480=0

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Н мм.

Н мм.

Определяем реакции в горизонтальной плоскости

. (4.9)

Н.

.

Н.

Знак (-) показывает, что реакция В_х на схеме направлена в противоположную сторону.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

Н мм. (4.10)

Н мм. (4.11)

Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо)

Н мм. (4.12)

Суммарные реакции в опорах

Н (4.13)

Н (4.14)

Рисунок 1. Тихоходный вал цилиндрической прямозубой передачи.

Расчет на прочность проверим по наиболее опасному сечению, т.е. по сечению вала в месте посадки колеса.

Принимаем материал вала сталь 45.

Пределы выносливости стали 45:

при изгибе σ _-1≈ 0, 43σ _в=0, 43× 610=260 МПа. при кручении τ _-1≈ 0, 58σ _-1=0, 58× 260=150 МПа.

Нормальные напряжения для сечения под зубчатым колесом

, (4.15)

где W– момент сопротивления;

М_u = 1158487 Н мм – максимальный суммарный изгибающий момент;

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений.

. (4.16)

Для вала d=85 мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b=22 мм, глубина канавки t=15 мм, тогда

мм³.

сfw.

Касательные напряжения от нулевого цикла

МПа (4.17)

где W_к – момент сопротивления при кручении

мм³

МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Масштабные факторы для вала.

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:

. (4.18)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле

. (4.19)

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

> [s]. (4.20)

где [s] = 1, 5 – допустимый коэффициент безопасности.

Таким образом, прочность и жесткость обеспечена.