Для шлицевых валов принимают при прямообочных шлицах

; .

Коэффициенты ψ_а и ψ_τ для стали имеют следующие значения:

σв, МПа	550...700	До 1000	До 1200	Свыше 1200
ψа	0,05	0,1	0,2	0,25
ψτ	0	0,05	0,1	0,15

Значения масштабных факторов ε_σ и ε_τ принимают по табл. 2.2.

Таблица 2.2.

Сталь	ε	Диаметр вала, мм
		20	30	40	50	70	100
углеродистая	εσ	0,92	0,88	0,85	0,82	0,76	0,70
	ετ	0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59
легированная	εσ = ετ	0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σ_а = σ_u и σ_m = 0, а касательные напряжения по отнулевому циклу и .

Напряжения в опасных сечениях определяют по формулам:

σ_а = σ_u = ,(2.4) = , (2.5)

где (Н·мм) – суммарный изгибающий момент; М_х и М_у – изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях; М_к – крутящий момент (равен по величине вращающему моменту); W_u.нетто и W_{к.нетто} - осевой и полярный моменты сопротивления сечений вала.

Для гладких валов:

W_u.нетто = ; W_{к.нетто} = (2.6)

Для валов со шпоночными канавками (см. рис. 2.1.б.):

W_u.нетто = -

W_{к.нетто} = -

Размеры шпонок приведены в табл. П.1.

Порядок работы:

1. Выбрать тип подшипников.

2. Выполнить эскизную компоновку (эскизный проект) редуктора.

3. Определить точки приложения нагрузок на валы и опоры и расстояния между ними. Составить расчетную схему вала.

4. Определить опорные реакции и величины изгибающих моментов. Построить эпюры изгибающих и крутящих моментов.

5. Определить запасы прочности в опасных сечениях.

1. Выбор типа подшипников.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес первоначально принимают радиальные подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника средней серии или конические роликовые подшипники. Выбрав тип подшипников по диаметру вала в месте их установки (из таблиц П.2 – П.4) выписывают их габаритные размеры: d,D,B.

2.2. Выполнение эскизной компоновки

Для выполнения данного этапа необходимо определить наибольшее расстояние L между внешними поверхностями деталей передач. Для редукторов, выполненных по развернутой или раздвоенной схемам:

L=а_Б + а_Т + 0,5 d^Б _а1 + 0,5 d^Т _а2, мм.

Где а_Б и а_Т - межосевое расстояния быстроходной и тихоходной ступеней;

d^Б _а1 - диаметр вершин зубьев шестерни быстроходной ступени;

d^Т _а2 - диаметр вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Для соосного редуктора

L=а + 0,5 d^Б _а2 + 0,5 d^Т _а2, мм,

Где а - межосевое расстояние, d^Б _а2 - диаметр вершин зубьев колеса быстроходной ступени, d^Т _а2 - диаметр вершин зубьев колеса тихоходной ступени. Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор А = )рис. 2.2).

Вычисленное значение А округляют в большую сторону до целого числа. Между дном корпуса и колесом оставляют расстояние для масляной ванны равное 4А.

Эскизный проект выполняют на миллиметровой бумаге формата А1 в масштабе 1:1 или 1:2 в зависимости от габаритов редуктора в двух проекциях.

Рис. 2.2. Эскизная компоновка двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме.