5 Эскизная компоновка редуктора

Таблица 11

Материал вала: Сталь 40 ГОСТ1050-88 Механические характеристики: = 780 МПа; = 400 МПа; = 335 МПа.	Размеры ступеней, мм
Быстроходный вал	28	32		46	40	36	40	75		80	17,5		24	10
	38	24		7	42	16
Тихоходный вал	32	40		48	40	52	250	215		107	17,5		133
	58	50		83	30	127							82
Подшипники	Типо- размер		, мм						Грузоподъемность, кН
Быстроходный вал	7208					0,38	1,56		42,4			32,7
Тихоходный вал	7208					0,38	1,56		42,4			32,7

Примечание – для конических однорядных роликоподшипников

.

6 Нагрузки валов редуктора

6.1 Силовая схема нагружения валов редуктора

Рисунок 1

6.2 Определение консольных сил и сил в зацеплении закрытой передачи

Таблица 12 – Силы в зацеплении закрытой конической передачи с круговым

зубом [5, раздел 6.1, таблица 6.1]

Силы в зацеплении	Значение силы, Н
	на шестерне	на колесе
Окружная
Радиальная
Осевая

Примечания.

1 - коэффициент радиальной силы.

2 - коэффициент осевой силы.

Таблица 13 – Консольные силы [6]

Вал	Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
Быстроходный	Ременная	Радиальные
Тихоходный	Муфта	Радиальные

6.3 Расчетные схемы быстроходного и тихоходного валов. Схемы

нагружения подшипников

Рисунок 2 – Быстроходный вал

Рисунок 3 – Тихоходный вал

6.3.1 Определяем суммарные радиальные опорные реакции

Н;

Н;

Н;

Н.

6.3.2 Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

;

; ;

;

.

Таблица 14

Вал	Суммарная радиальная реакция, Н	Радиальная нагрузка подшипника, Н	Суммарный изгибающий момент,	Крутящий момент,
Б	= 2323,75 = 983,87	= 2323,75 =983,87	= 35,3 = 60,94 = 54,02	45,68
Т	= 2388,75 = 1863,34	= 2388,75 = 1863,34	= 253,09 = 247,71	138,20

7 Проверочный расчет подшипников качения

7.1 Проверяем пригодность подшипников 7208 быстроходного вала редуктора, работающего с умеренными толчками.

Исходные данные: =2323,75 Н; = 983,87 Н; об/мин; ч [разделы 1, 2, 6].

Характеристика подшипника: ; [5, раздел 9, таблицы 9.1, 9.4, 9.5; К29].

7.2 Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника

, Н, по формуле

Н;

Н.

7.3 Определяем осевые нагрузки подшипника и , Н, в зависимости от принятой ранее схемы нагружения подшипников [раздел 3].

Так как и , то

Н; Н.

7.4 Определяем отношения

; .

7.5 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку , Н, по формуле

4678,89 Н;

Н.

7.6 Определяем динамическую грузоподъемность , Н, подшипника по формуле

.

7.7 Определяем долговечность , ч, подшипника по формуле

Подшипник пригоден .

7.8 Проверяем пригодность подшипников 7208 тихоходного вала редуктора, работающего с умеренными толчками.

Исходные данные: =1863,34 Н; = 2380,75 Н; об/мин; ч [разделы 1, 2, 6].

Характеристика подшипника: ; [5, раздел 9, таблицы 9.1, 9.4, 9.5; К29].

7.9 Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника

, Н, по формуле

Н;

Н.

7.10 Определяем осевые нагрузки подшипника и , Н, в зависимости от принятой ранее схемы нагружения подшипников [раздел 3 ПЗ].

Так как и , то

Н; Н.

7.11 Определяем отношения

; .

7.12 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку , Н, по формуле

3180,25 Н;

Н.

7.13 Определяем динамическую грузоподъемность , Н, подшипника по формуле

.

7.5 Определяем долговечность , ч, подшипника по формуле

Подшипник пригоден .

Таблица 15 – Основные размеры и эксплуатационные характеристики

подшипника

Вал	Подшипник	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
		d	D	B
Б	7208	40	80	20,0	42,4	32,7
Т	7208	40	80	20,0	42,4	32,7

8 Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

8.1 Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала – под зубчатым колесом и под звездочкой цепной передачи, и одна шпонка на быстроходном валу – под полумуфтой.

8.2 Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок назначаем из условия технологичности по ГОСТ 23360-78:

быстроходный вал = 28, = 38 мм - размеры шпонки мм;

тихоходный вал = 32, = 58 - размеры шпонки мм;

= 48, = 70 мм - размеры шпонки мм.

8.3 Принимаем материал шпонок - сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормализованная,

допускаемое напряжение на смятие = 120 МПа при стальной ступице.

8.4 Определяем площадь смятия , , для каждой шпонки по формуле

где - высота шпонки [5, К42], мм;

- глубина паза вала [5, К42], мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

l – длина шпонки [5, К42], мм;

- ширина шпонки [5, К42], мм.

8.5 Проверяем прочность шпонки на смятие по формуле

,

где - напряжение смятия, МПа;

Т – вращающий момент на валу, ;

d – диаметр ступени вала, мм.

Таблица 16 Размеры в миллиметрах

Диаметр вала	b	h		l		,	Т,	МПа	МПа
28	8	7	4,4	38	28	61,04	45,68	53,45	120
32	10	8	5	58	46	115,92	138,2	745,13
48	14	9	5,5	70	49	145,04	138,2	496,75

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

9 Проверочный расчет валов редуктора

9.1 Проанализировав эпюры [рисунки 2,3], наметим опасные сечения:

быстроходный вал – m.В (два концентратора напряжений – посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью r); тихоходный вал – m.D (два концентратора напряжений посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью r) и m.К (два концентратора напряжений – посадка колеса с натягом и шпоночный паз).

9.2 Определяем нормальные напряжения , МПа, в опасных сечениях вала по формуле

где - расчетные напряжения изгиба, МПа;

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, [раздел 6];

- осевой момент сопротивления сечения вала, .

9.3 Определяем касательные напряжений , МПа, в опасных сечениях вала по формуле

где - расчетные напряжения кручения, МПа;

- крутящий момент, [раздел 6];

- полярный момент сопротивления сечения вала, .

9.4 Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетных сечений вала по формулам

;

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [5, раздел 11.3, таблица 11.2];

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [5, раздел 11.3, таблица 11.3];

- коэффициент влияния шероховатости [5, раздел 11.3, таблица 11.4].

9.5 При действии в расчетном сечении двух источников концентрации напряжений учитывают только наиболее опасный из них (с наибольшим отношением или ) - посадка с натягом.

9.6 Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях вала , , МПа, по формулам

,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа, [раздел 3].

9.7 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам

9.8 Определяем общий коэффициент запаса прочности в расчетных сечениях по формуле

где - допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала.

Таблица 17

Сечение вала	Диаметр, мм	Ми,	Мк,			, МПа	, МПа
Быстроходный вал		60,94	45,68			9,52	3,57
m.A
Тихоходный вал		247,71	138,2			38,70	10,79
		253,09	138,2			26,33	6,26

Таблица 18

Сечение вала														S
						МПа
m.A	3,53	2,54	1,0	3,53	2,54	335	194,3	94,9	77	9,52	3,57	9,97	21,7	9,05	1,6 … 2,1
	3,53	2,54	1,0	3,53	2,54	335	194,3	94,9	77	38,70	10,79	2,45	7,12	2,32
	3,65	2,62	1,0	3,65	2,62	335	194,3	91,8	74	26,33	6,26	3,47	11,8	3,33