2. Компоновка узла редуктора

При выполнении геометрических расчётов передач были использованы некоторые ограничения, обусловленные взаимодействием деталей в составе целостной системы – редуктора. Например, условия сборки передач, соотношения геометрических характеристик шестерни и зубчатого колеса, требования технологической сборки деталей, устанавливаемых на валах, влияние схемы размещения передач относительно опор валов и т.п. Значения размеров деталей, полученные предварительно в результате расчётов, должны быть взаимно согласованы так, чтобы обеспечивались функционирование объекта и возможность его изготовления. Процесс «создания целого из частей» называют компоновкой.

3. Проверочный расчёт валов и подшипников

3.1. Определение реакций опор

Смещение точки приложения внешних сил и реакций опор в случае применение радиально-упорных подшипников:

Расстояние между опорами вала:

Расстояние от опоры А до середины зубчатого колеса:

Расстояние от середины зубчатого колеса до опоры В:

Расстояние от опоры В до середины участка вала, на котором установлена муфта:

F_t = T / (0,5d) = 800/(0,5*0,217) = 7373 Н – тангенциальная (окружная) сила;

F_x = F_t tg  = 7373*tg22˚ = 2654 Н – осевая сила;

F_r = F_t tg/ cos  = 7373*tg20˚/cos22˚ = 2549 Н – радиальная силы;

F_м = 125Т ^½ = 125*(800)^1/2 = 3536 Н – для выходных валов силы;

XOY: ∑m_A: -F_t*AC+Y_b*AB-F_M*AD = 0

∑m_B: -Y_a*AB+F_t*CB-F_M*BD = 0

∑F_y: Y_a+Y_b-F_t-F_M = 0

-7373*0,028+Y_b*0,088-3536*0,21 = 0

-Y_a*0,088+7373*0,06-3536*0,122 = 0

Y_a+Y_b-7373-3536 = 0

Y_a = 125 Н;

Y_b = 10784 Н.

XOZ: ∑m_A: -F_r*AC+F_x*d/2-Z_b*AB = 0

∑m_B: -F_t*AC+Y_b*AB-F_M*AD = 0

∑F_z: Z_a+Z_b+F_r = 0

2549*0,028+2654*0,1085+Z_b*0,088 = 0

-Z_a*0,088-2549*0,06+2654*0,1085 = 0

Z_a+Z_b+2549 = 0

Z_a = 1534 Н;

Z_b = -4083 Н.

Радиальная реакция опоры А и опоры В:

F_rA = (Y_A ² + Z_A ²) ^½ = (125²+1534²)^1/2 = 1539 Н,

F_rВ = (Y_В ² + Z_В ²) ^½ = (10784²+4083²)^1/2 = 11531 Н.

3.2. Проверочный расчёт валов

Расчёт коэффициентов запаса валов при одновременном действии нормальных (от изгиба) и касательных (от кручения) переменных напряжениях выполняют по формуле для каждого из концентраторов в сечении с наибольшими значениями напряжений:

s = (s_ s_) / (s²_ + s²_) ^½  [s] = 2, (9)

где коэффициент запаса по касательным напряжениям

s_ = _-1/ (_a К_Д + _ _m),

коэффициент запаса по нормальным напряжениям

s_ =  _-1 / (_a К_Д + __m);

При определении амплитудных значений _a и _a и средний значений _m и _m принимается цикл нормальных переменных напряжений симметричным, а цикл касательных напряжений – отнулевым:

_m= 0, _a= М_/ W_z = ,

_a = _m = 0,5Т/ W_Р = .

Коэффициенты _=0,1, _ = 0,05 [[4], с.24].

Значения предела выносливости:

 _-1  (0,55 – 0,0001_в) _в = 285 МПа;  _-1  0,55 …0,65 _-1 = 171 МПа.

Коэффициентами К_Д и К_Д учитывают влияние конструктивных и технологических факторов на предел выносливости деталей по сравнению с образцами, изготовленными из материалов, сходных по химическому составу и основным прочностным характеристикам:

К_Д = (К_/ К_d + 1/ К_F – 1)/(К_V К_А), (10)

К_Д = (К_/ К_d + 1/ К_F – 1)/(К_V К_А).

К_/ К_d = 3,06, К_/ К_d = 1,8 [[4], табл. 13];

К_F = 0,95– коэффициент качества поверхности детали [[4], табл. 14];

К_V = 1 – коэффициент поверхностного упрочнения [[4],с.25];

К_А = 1 – коэффициент анизотропии материала и размеров заготовки[[4], с.25].

К_Д =

К_Д =

s_ =

s_ =

s = ˃ [s] = 2 – условие выполняется.