4.3 Ориентировочный расчет валов на кручение

Диаметр входного вала редуктора принимаем равным диаметру вала электродвигателя

Диаметр выходного вала редуктора принимаем равным посадочному диаметру вала для муфты

Проверяем принятые диаметры валов по допускаемым касательным напряжениям:

где .

Диаметры, полученные с учетом допускаемых касательных напряжений меньше принятых ранее, поэтому окончательно принимаем:

4.4 Определение размеров корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0,025а_W + 1 = 4,75 мм, принимаем =8 мм.

Толщина нижнего пояса крышки редуктор

S₁=1,5 = 12 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

S₂=1,5= 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора S=2,3520 мм.

Толщина ребер корпуса и крышки редуктора

с=8 мм.

Диаметр фундаментных болтов

d_ф 0,036а_w+12=17,4 мм, принимаем d_ф=18 мм.

Диаметр болтов крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников

d₂ 0,75 d_ф=0,7518=13,05 мм, принимаем d₂=14 мм.

Диаметр болтов крепления крышки редуктора к корпусу

d₃0,55 d_ф=0,512=9,57 мм, принимаем d₃=10 мм.

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

d_к.с.= 6…10 мм, принимаем d_к.с. = 6 мм.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы зубчатого колеса

е  0,5 = 0,58 = 4 мм.

Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра зубчатого колеса

b = 1.2   = 9,6 мм.

4.5 Выбор подшипников

Для входного вала редуктора выбираем подшипники средней серии по ГОСТ 8338-75 №309, Устанавливаем по два подшипника на каждом конце вала.

Для выходного вала редуктора выбираем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Подшипники 211,

4.6 Расчет на прочность выходного вала редуктора

Для изготовления тихоходного вала назначаем сталь 40, термообработка-нормализация.

Для стали 40 . Предел выносливости

.

Вычисляем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений. Принимаем [n]=2,5; K_=2; k_p.и=1, получаем

,

где [n]-коэффициент запаса прочности;

k_ - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

k_ри - коэффициент режима нагрузки при изгибе.

Первоначально находим силы от зубчатого зацепления:

Плечи сил по компоновочной схеме:

Определяем реакции опор и изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Определяем реакции опор и изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент .

;

Эпюры моментов приведены на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1. – Эпюры моментов.

Так как вал под ступицей зубчатого к олеса ослаблен шпоночным пазом, то за расчетный принимаем диаметр вала, уменьшенный на 8…10%:

d = 1,1 d_В = 58,5 мм.

Находим нормальные напряжения:

.

Определяем максимальное касательное напряжение кручения

.

Эквивалентное напряжение вычислим по III теории прочности, и результат сравним с допускаемым напряжением

.

4.7 Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

Размеры шпонок берем в зависимости от диаметров валов редуктора. Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента , поэтому принятую шпонку проверяем на смятие:

где крутящий момент на валу редуктора,

диаметр вала, мм;

высота шпонки, мм;

рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани, мм;

допускаемые напряжения смятия для шпонок из стали 45 при среднем режиме работы.

1. Входной вал редуктора.

;

2. Выходной вал редуктора. Шпонка под зубчатое колесо.

;

3. Выходной вал редуктора. Шпонка под муфту.

;