5.1.2. Разработка эскизного проекта тихоходного вала редуктора

5.1.2.1. Определим диаметр выходного конца вала:

Полученную величину округляем до ближайшего значения из ряда d=45 мм. По данному значению выбираем концевой цилиндрический участок вала (табл. 2).

d	l	r	c
45	82	2	1,6

По значению d=45 мм выбираем призматическую шпонку (табл. 3).

Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки, мм		r, мм	Глубина паза, мм		Длина l, мм	Длина lmin, мм
	b	h		вала t1	ступицы t2
1	2	3	4	5	6	7	8
Св. 44 до 50	14	9	0,4…0,6	5,5	3,8	36…160	56
Св.58 до 65	18	11		7	4,4	50…200	63

5.1.2.2. Определим размеры участка под подшипником и уплотнением:

d_п d + 2t_ц =45+2∙4=53 мм

Полученную величину округляем до ближайшего значения из ряда d_п=55 мм.

5.1.2.3. Условие возможности установки подшипника без съёма призматической шпонки:

d_п d + 2t₂ + 1=45+2∙3,8+1=53,6 мм< d_п=55 мм (условие выполняется)

5.1.2.4. Длину участка вала под уплотнением и подшипником принимают равной:

l_кт = 1,2d_п=1,2∙55=66 мм

Полученную величину округляем до ближайшего значения из ряда

l_кт=67 мм. В результате внесения изменений в конструкцию вала l_кт= 79 мм.

5.1.2.5. Определяют диаметр буртика для упора подшипника качения:

d_бп d_п + 3r=55+3∙3=64 мм

Полученную величину округляем до ближайшего значения из ряда d_п=65 мм.

По табл. 5 выбираем высоту заплечика t_п в зависимости от r, t_п=4,8 мм.

5.1.2.6. Определим расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса редуктора и торцом ступицы:

a₁=a₂=11 мм.

5.1.2.7. Найдем длину участка вала между подшипниками:

l = l_ст + (a₁ + а₂)=88+(11+11)=110 мм.

5.1.2.8. Определим длину участка для установки подшипника и кольца:

l_пк = a₁ + B + 1=11+21+1=33 мм.

5.1.2.9. Определим диаметр буртика кольца со стороны ступицы:

d_бк d_к + 3f=60+3∙1,6=64,8 мм.

5.1.2.10. Подбор подшипника качения:

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный №211: d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; r=2,5 мм.

5.2. Уточненный расчет валов одноступенчатого шевронного редуктора

5.2.1. Расчет быстроходного вала

5.2.1.1. Данные для расчета:

T₂=68,96 Н∙м; a=32 мм; b₁=62 мм; d₁=d_w=60,75 мм; d_a1=64,75 мм;

F_t=2270,29 Н; F_r=929,56 Н; F_a=1169,78 Н; F_p (F_м)=436,5 Н; l_общ=256 мм;

а₁=а₂=8+8=16 мм (длина буртика подшипника с длиной маслосбрасывающего кольца, которая получилась в результате конструктивных изменений

вала-шестерни. Само расстояние от внутренней стенки корпуса до торца ступицы a=8 мм остается неизменным)

мм;

мм;

мм.

5.2.1.2. Опорные реакции A_y и B_y в вертикальной плоскости:

;

;

5.2.1.3. Изгибающие моменты M^_xI и M^_xI в вертикальной плоскости:

Н·мм,

Н·мм;

5.2.1.4. Опорные реакции A_x и B_x в горизонтальной плоскости:

;

;

5.2.1.5. Изгибающие моменты M_yI и M_yII в горизонтальной плоскости:

Н·мм;

M_yII = F_м·l₃ = 436,5·82,5 = 36011,25 Н·мм.

5.2.1.6. Результирующий изгибающий момент M в сечении I-I:

Н·мм.

5.2.1.7. Реакции в опорах:

Н;

Н.

5.2.1.8. Механические характеристики стали 40ХН улучшенной при диаметре заготовки до 200 мм (табл. 2.1):

σ_в = 920 МПа; σ_т = 750 МПа; τ_т = 450 МПа; σ_-1 = 420 МПа; τ_-1 = 230 МПа;

ψ_τ = 0,1.

5.2.1.9. Момент сопротивления W при изгибе для вала-шестерни в сечении по зубьям:

мм³,

где мм⁴.

5. 2.1.10. Момент сопротивления W_к при кручении для вала-шестерни в сечении по зубьям:

мм³.

5. 2.1.11. Нормальные напряжения σ_и = σ_а в сечении I-I :

МПа.

5. 2.1.12. Касательные напряжения τ_к в сечении I-I :

МПа.

5.2.1.13. Вычисляем коэффициент K_σD снижения предела выносливости при изгибе:

где К_σ = 1,7 (табл. 3.2);

К_dσ = 0,675 (табл. 3.4);

К_Fσ = 0,9 (табл. 3.6);

К_V = 1,0 (табл. 3.7).

5.2.1.14. Вычисляем коэффициент К_τD снижения предела выносливости при кручении:

где К_τ = 1,55 (табл. 3.2);

К_dτ = 0,675 (табл. 3.4);

К_Fτ = 0,95 (табл. 3.6);

К_V = 1,0 (табл. 3.7).

5.2.1.15. Коэффициент влияния асимметрии цикла ψ_τD:

.

5.2.1.16. Пределы выносливости σ_-1D и τ_-1D для сечения I-I :

МПа;

МПа.

5.2.1.17. Коэффициент запаса прочности S_σ по нормальным напряжениям:

.

5.2.1.18. Коэффициент запаса прочности S_τ по касательным напряжениям:

.

5.2.1.19. Коэффициент S запаса прочности для сечения I-I :

.

Прочность вала в сечении I-I обеспечена, так как коэффициент S = 30,1 значительно превышает минимально допустимое значение [S] =1,5…2,5.

5. 2.1.20. Определяем коэффициент S запаса прочности для сечения II-II (под левым подшипником качения):

мм³;

мм³;

МПа;

МПа;

; ;

;

МПа; МПа;

; ;

.

Полученная величина S=10,4 также значительно превышает минимально допустимое значение [S]=1,5…2,5, следовательно, прочность вала в сечении II-II обеспечена.

5.2.1.21. Проверяем статическую прочность вала:

Для двигателя АИР100L4УЗ отношение максимального вращающего момента к номинальному T_max/T = 2,5 (1,табл. 24.9), следовательно, К_п = 2,5.

а) Нормальные напряжения σ в сечении I-I :

МПа;

где Н·мм;

F_max = K_п·F_a = 2,5 · 1169,78=2924,5 Н;

мм².

б) Касательные напряжения τ в сечении I-I :

МПа;

где T_кmax = 10³ ·K_п · Т₁ = 10³ · 2,5 · 68,96 = 172400 Н·мм.

в) Коэффициент S_Tσ запаса прочности по нормальным напряжениям:

г) Коэффициент S_Tτ запаса прочности по касательным напряжениям:

д) Общий коэффициент S_Т запаса прочности по пределу текучести:

.

Полученное значение также превышает минимально допустимое значение [S_T] = 1,3…2,0.

Коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях значительно превосходят минимально допустимые значения, следовательно, расчет на жесткость не требуется.