5. Ориентировочный расчет валов и предварительный

подбор подшипников

Предварительный диаметр консольных участков входного и выходного валов рассчитываем из условия прочности на кручение по заниженным касательным напряжениям

где [] = 20…30 МПа – допускаемое касательное напряжение.

Ведущий вал:

d_дв = мм, принимаем d_В1 = мм

Назначаем диаметр вала под уплотнение: d_у = мм

Принимаем уплотнение манжетного типа с размерами

d  D  h =

Диаметр резьбы под гайку: мм

Диаметр вала под подшипник: d_П1 = мм

Подшипники роликовые конические легкой серии №

с размерами

d х D х T =

Ведомый вал:

Конструктивно принимаем d_в2 > d_в1 , d_в2 = мм

Диаметр вала под манжетное уплотнение d_У2 = мм

d х D х h =

Диаметр вала под подшипник d_П2 = мм

Подшипники роликовые конические №

d х D х Т =

Диаметр вала под колесоd_К2 = мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки:

 = 0,05R_e +1 = мм

Принимаем  ≥ 8 мм

Толщина фланца крышки:

₁ = 1,5 = мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

₂ = 2,35   = мм

Принимаем ₂ = мм

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,072  R_e +10= мм

Принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = 0,6  d₁ = мм

принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

d₃ = 0,5  d₁ = мм

принимаем болты с резьбой М

7. Конструктивные размеры колеса

Основные элементы конического колеса:

- диаметр ступицы

d_ст = 1,6  d_К2 = мм,

- длина ступицы колеса

l_ст = (0,8 ÷ 1,5 )d_К2 = мм;

- толщина обода колеса

_О = (2,5 ÷ 3)m = мм;

- толщина диска колеса

С = 0,3 b = мм, принимаем С = мм;

- диаметр диска колеса

мм

8. Расчет выходного вала на усталостную прочность

Расчет ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для их построения определим реакции в опорах для каждой плоскости.

Действующие нагрузки:

F_t2 = H, F_r2 = H, F_a2 = H

l₁ = мм; l₂ = мм;

Вертикальная плоскость Аху. Действующие нагрузки: F_r2 и F_a2.

Определим реакции в опорах:

;

Проверка:

Рассчитываем изгибающие моменты М_Z и строим эпюру:

В сечении Х₁ : 0 х₁  l₁

x₁ = 0  M_Z1 = 0

x₁ = l₁ 

В сечении Х₂ : 0 х₂  l₂

x₂ = 0  M_y = 0

x₂ = l₂ 

Горизонтальная плоскость Аxz. Действует сила .

Определим реакции в опорах:

Изгибающие моменты:

В сечении Х₁ : 0 х₁  l₁

x₁ = 0  M_Y1 = 0

x₁ = l₁ 

В сечении Х₂ : 0 х₂  l₂

x₂ = 0  M_z = 0

x₂ = l₂ 

Суммарный изгибающий момент равен:

Плоскость Аух. Действует момент Нмм

Анализ эпюр показывает, что наиболее опасным с точки зрения усталостной прочности является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший изгибающий момент М_ = Нмм и крутящий момент Нмм.

Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности:

где n_ , n_ - коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных и касательных напряжений;

 _-1 ,  _-1 - предел выносливости при симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений,  _-1  0,43  _в

где _в - предел прочности материала (Сталь 35 , _в = 570 МПа)

 _-1 = 0,43 570 = 246 МПа

 _-1 =  _-1  0,58 = 246  0,58 = 142 МПа

К_ , К_ - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

К_ = 0,9+0,0014_в = 0,9 + 0,0014 ∙ 570 = 1,698

К_ = 0,6+0,0016_в = 0,6 + 0,0016 ∙ 570 = 1,512

_, _ - коэффициент, учитывающий масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений:

_= 0,984 – 0,0032 d_k2 =

_ = 0,86 – 0,003 d_k2 =

_ = 0,2 _ = 0,1

 = 0,9 – коэффициент шероховатости;

_а , _а – амплитуда нормальных и касательных напряжений.

где W_O – осевой момент сопротивления

W_p – полярный момент сопротивления

 = ;

;

Условие усталостной прочности выполнено, т.к n = > [n] = 2.5