2.10 Другий етап ескізної компоновки редуктора

2.10.1 Конструюємо вузол ведучого вала:

1. Наносимо осьові лінії,що віднесені від центру редуктора на відстань l₂=l₃. Використовуючи ці осьові лінії, викреслюємо в перерізі підшипники кочення.

2. Між торцями підшипників та внутрішньою поверхнею стінки корпуса викреслюємо мастилоутримуючі кільця. Їх торці повинні виступати у внутрішню сторону корпуса на 1…2 мм від внутрішньої стінки.

3. Викреслюємо кришки підшипників, з ущільнюючими прокладками та бовтами. Болти умовно заводяться у площину креслення.

Войлочні та фетрові ущільнення застосовують головним чином в вузлах, що заповненні пластичною змазкою. Ущільнення монетного типу широко застосовують як при пластичних, так і при рідких змазуючих матеріалах.

4. Перехід вала до приєднувального кінця виконується на відстані 10…15 мм від торця кришки підшипника так, щоб ступиця шківа пасової передачі не зачіпляла головки болтів кріплення кришки.

5. Викреслюємо відстань l₃=100 мм та викреслюємо шків поліклинової передачі.

Аналогічно конструюємо вузол веденого вала.

1. Для фіксації зубчатого колеса в осьовому напрямку передбачаємо стовщення вала з однієї сторони та встановлення розпірної втулки з другої; шість переходів вала, зміщуємо на 2…3 мм у внутрішню частину розпірної втулки, для того, щоб гарантувати притискування мазевтримуючого кільця до торця втулки.

2. Відклавши від середини редуктора відстань l₄ та l_5,, проводимо осьові лінії, та викреслюємо підшипники.

3. Викреслюємо мастилоутримуючі кільця кришки підшипників з прокладками та болтами.

На ведучому та веденому валах викреслюємо шпонки призматичні зі скругленими торцями по ГОСТ23360. Викреслюємо шпонки, приймаючи Їх 5…10 мм менше довжини ступиці. Вимірюванням уточнюємо відстані між опорами та відстані, що визначають розміщення зубчастих коліс та шківа відносно опор.

2.11 Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з‘єднань

Розміри січень шпонки і пазів та довжин шпонок по ГОСТ 23360. Приймаємо матеріал шпонки – Сталь 45 нормалізована.

2.11.1 Напруження зминання та умова міцності

, (2.84)

Допустиме напруження зминання при стальній ступиці [σ_зм]=100...120 МПа.

Ведучий вал

Перевіряємо шпонку під шестернею

d_B1= 30 мм; L= 80мм; b×h =10×8; t₁=5,0 мм.

,

Ведений вал

Перевіряємо шпонку під колесом

d=55 мм; L= 63мм; b×h =18×11; t₁=7,0 мм.

.

,

2.12 Розрахунок на втомленість валів редуктора

Приймаємо, що нормативні напруження від вигину змінюються по систематичному циклу, а дотичні від кручення по віднульовому (пульсуючому циклу). Необхідно визначити коефіцієнт запасу міцності S для небезпечних перерізів та порівняти їх з потрібними (допустимими значеннями [S] міцність дотримується при S≥ [S].

Розрахунок будемо проводити для припустимо небезпечних перерізів кожного з валів.

2.12.1 Ведучий вал

Матеріал вала – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, термічна обробка

покращення.

По табл. 3.3 при діаметрі заготовки до 90мм середнє значення

σ_в=780 МПа.

2.12.2 Межа витривалості при симетричному циклі вигину

, (2.85)

2.12.3 Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

, (2.86)

2.12.4 Переріз А-А.

Цей переріз при передачі крутного моменту від електродвигуна через поліклинова передачу розраховуємо на кручення.

Концентрацію напружень викликає наявність шпонкової канавки.

Приймаємо Кσ=; К_t= по /1/ табл. 8.5 с. 165.

Приймаємо ξ_δ=; ξ_t= по /1/ табл. 8.8 с. 166.

2.12.5 Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

кручення

, (2.87)

де амплітуда та середнє напруження віднульового циклу

t_v=t_m= , (2.88)

При d=30 мм; b=8 мм; t₁= 5 мм h=7 мм.(по табл.8.9. с.169/1/)

, (2.89)

де W_{к нетто}- полярний момент опору кручення;

Знаходимо амплітуду та середнє напруження віднульового циклу

τ_v=τ_m= .

2.12.6 Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженнях

, (2.90)

σ_v= М_а-а / W_{к нетто} ,

М_а-а= F_в·65 / 2 , (2.91)

М_а-а= 770×65 / 2= 25,025·10³Нмм .

σ_v=25,025·10³ / 4,78·10³=5 МПа .

Так як осьове навантаження відсутнє, то σ_м=0

2.12.7 Результуючий коефіцієнт запасу міцності

, (2.92)

2.12.8 Переріз Б-Б

Конструкція напружень обумовлена посадкою підшипника з гара-

нтованим натягом по /1/ табл.8.7 с.66

Кσ / ξ_δ= 3,3та К_t : ξ_t= 2,38по /1/ табл.8.7 с.66

Приймаємо: φσ=0,2 ; φt=0,1

Вигинаючий момент М Б-Б = 212,04 10³Н•м

2.12.9 Осьовий момент опору:

W= п • d³/ 32 , (2.93)

W=3,14 • 55³/ 32=16,32 • 10³ мм³.

2.12.10 Амплітуда нормальних напружень:

σ_v=σ_мах= M / W, (2.94)

σ_v=σ_мах=212,04 • 10³ / 16,32 •10³=13 МПа.

2.12.11 Полярний момент опору:

W_p=2W , (2.95)

W_p=2 • 16,32 •10³=32,64 • 10³ мм³.

2.12.12 Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напружень:

t_v=t_m=t_max / 2= T / 2 •W_p, (2.96)

t_v=t_m=486,4•10³ / 2 •32,64 •10³=7,4 МПа .

2.12.13 Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням напруженнях при σ_м=0

S_σ= σ_-1 / (K_σ / ξ_σ) • σ_v, (2.97)

S_σ=335,4 / 3,3 •13 =10,2

2.12.14 Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруження:

, (2.98)

2.12.15 Результуючий коефіцієнт запасу міцності%

, (2.99)