3.5. Эскизная компоновка редуктора

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводят с зазором Δ = 8...10 мм.

Зазор принимаем равный 10 мм. Расстояние h_м между дном корпуса и поверхностью выступов зубьев колес для всех типов редукторов принимают h_м> 4 * Δ (с целью обеспечения зоны отстоя масла).

h_м =40 мм.

3.6. Проверочный расчет валов на выносливость.

Составляем расчетную схему вала в соответствии с конструкцией принятой ранее.

l₃=2Δ+b₁=20+60 =80 мм;

мм;

мм;

мм;

Силы, действующие на вал.

Н;

H;

Н;

H;

Определяем сумму изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

;

H;

;

H;

;

Cтроим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости: определим их значения в характерных точках сечения вала.

A: M_B=0;

Б: Hм;

В: Hм;

Г: M_B=0;

Определяем сумму изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

;

Н;

;

H;

;

Cтроим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости: определим их значения в характерных точках сечения вала.

A: M_Г=0;

Б: Hм;

B: Hм;

Г: M_Г=0;

Определение критического сечения:

H;

Н;

R_Б>R_Г ;следовательно критическое сечение Б-Б.

Построим эпюры

Определяем коэффициенты запаса усталостной прочности.

При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяем по формуле:

, где

- запас сопротивления усталости только по изгибу.

Коэффициент запаса сопротивления усталости только по кручению рассчитываем по формуле:

;

T=M=175000 Нмм;

σ_т =0 и τ _m= τ _a =0.5 τ=0.5T/0.2d³ =0,5·175000/0,2·53³ =2,9;

ψ_σ и ψ_τ - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости (таблица 3.3):

Материал
Углеродистые мягкие стали	0.05	0
Среднеуглеродистые стали	0.10	0.05
Легированные стали	0.15	0.10

Так как в данной работе легированные стали, то ψ_σ =0,15, ψ_τ =0,10

σ_-1 = 0,45 σ_в = 0.45·900 = 400 МПа;

τ_-1 = 0,25 σ_в = 0,25 900 = 225 МПа;

σ_a=M/0,1d³=175000/0,1·53³ =11,7Н/мм²

K_d и K_F - масштабный фактор и фактор шероховатости;

По рис. 15.5 и 15.6 принимаем, что K_d = 0,6, К_F = 0,6;

K_σ и К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

Принимаем, что K_σ = 3,5 и К_τ = 2,1.

; ;

Условие выполняется.

3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения.

Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника дожен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъемности. Проверку правильности выбора подшипников проводим следующим способом:

По обеспечению заданной долговечности подшипника, то есть

L_h3 ≤ L_hФ , где с учетом режима нагрузки L_h3 = µ_h·L_h=1·20000 =20000 ч; где µ_h = 1. Здесь фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости: , где

a₁ - коэффициент надежности, принимаем a₁= 1;

a₂ – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, так как у нас обычные условия эксплуатации, назначаем a₂ = 0,8;

р - для шариковых подшипников, р = 3;

Величина эквивалентной динамической нагрузки на проверяемый подшипник рассчитываем в общем случае по формуле:

P_r = (X·V·F_rn + Y·F_an) ·K_σ·K_τ;

Где F_rn и F_an — соответственно радиальная и осевая силы в опоре.

H;

F_an =0;

V - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, у нас вращается внутреннее кольцо и V = 1;

K_σ- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, при умеренных толчках K_σ =1,3;

K_τ - температурный коэффициент, для температуры подшипникового узла

r < 100 С, K_τ = 1;

X, Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипники. В данной работе малая осевая сила, значит, действие осевой силы в расчет не принимается, то есть X = 1, Y = 0.

Р_r =(1·1·8297+ 0) ·1,3·1 =10786 Н;

ч;

L_h3≤L_hф , следовательно подшипники подобраны верно.