2.4. Графическое отображение результатов расчетов

Рисунок 2. Первый вариант разбивки передаточного отношения.

Рисунок 3. Второй вариант разбивки передаточного отношения.

Рисунок 4. Третий вариант разбивки передаточного отношения.

На основании выше перечисленных параметров выбираем третий вариант расчетов с числом заходов червяка равном - 2 . В нем обеспечивается рекомендуемый зазор между колесом быстроходной ступени и валом тихоходного колеса. Габаритные размеры и объем колес в этом варианте являются наименьшими по сравнению с первым и вторым вариантами.

3. Проектирование редуктора

3.1 Силовая схема редуктора

Рисунок 5. Силовая схема редуктора

3.2. Проектирование валов редуктора

Задачей данного раздела является предварительное определение диаметров валов редуктора. Допускается, что валы гладкие, круглые стержни, испытывающие только статическое кручение. Критерием при расчёте является статическая прочность.

Запишем условие прочности:

Принимаем следующие допускаемые значения напряжений:

для быстроходного вала ₁=10….15 Н/мм²;

для промежуточного вала ₂=20….25 Н/мм²;

для тихоходного вала ₃=30….35 Н/мм².

где Т – крутящий момент, Нмм; W_к – момент сопротивлению кручению, мм³.

где d_в – диаметр вала, мм.

Проведя преобразования над формулами, получим:

Определим диаметры валов(минимально достаточные по прочности на участке передачи Т_вр ):

Быстроходный вал:

(Т₂=8,75 Нм)

Рисунок 6. Быстроходный вал.

Промежуточный вал:

(Т₃=153,7 Нм)

Рисунок 7. Промежуточный вал.

Тихоходный вал:

(Т₄=526,3 Нм)

Рисунок 8. Тихоходный вал.

Окончательно выбираем из стандартного ряда: d_в1=20мм (на хвостовике вала под шкивом ременной передачи), d_в2=40 мм(под подшипники), d_в3=50 мм (на участке вала под муфту).

3.2.1 Определение опорных реакций валов

Расчет ведется на циклическую и статическую прочность. Расчет будет произведен для каждого из предположительно опасного сечения.

Данные из программы:

3.2.2 Расчет червячного вала

Рисунок 9. Схема сил быстроходного вала.

Реакции опор определим из условий равновесия вала.

3.2.3 Расчет промежуточного вала

Рисунок 10. Схема сил промежуточного вала.

Суммарные силы:

3.2.4 Расчет тихоходного вала

Рисунок 11. Схема сил тихоходного вала.

Суммарные силы:

Нахождение реакций в подшипниках: С уммарные силы:

3.2.5 Проверочный расчет промежуточного вала

Изгибающий момент Mx.

Первый участок (справа)

Второй участок (справа)

Третий участок (справа)

Четвертый участок (справа)

Изгибающий момент My.

Первый участок (справа)

Второй участок (справа)

Третий участок (справа)

Четвертый участок (справа)

Определим суммарные изгибающие моменты:

3.2.6 Расчетная схема вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов

Рисунок 12. Эпюра моментов промежуточного вала.

3.2.7 Запасы прочности в опасных сечениях

Исходные данные для расчета промежуточного вала: диаметр вала со шлицами: d = 46 мм;

ширина шлица: b = 8 мм;

количество: z = 8;

Материал вала – сталь 45, предел выносливости

Определим крутящий момент:

Определим геометрические характеристики опасных сечений вала:

Для шлицев по табл. 10.5 [2]:

W=8000 мм³

W_к=16000 мм³

Вычислим пределы выносливости:

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а так же значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом опасном сечении вала.

Принимаем допускаемый коэффициент запаса по текучести [S]=2;

Шлицы:

Определим коэффициент запаса:

Статическая прочность вала обеспечена: S_т>[S]=2.

Расчет вала на сопротивление усталости.

Принимаем допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=2,5;

Шлицы:

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Вывод: условие прочности в опасном сечении выполняется.