3 Проектный расчет валов цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов

Для большинства редукторов общего назначения рекомендуется принимать для вала-шестерни цилиндрической зубчатой передачи термически обработанную сталь 40Х, вала колеса – сталь 45. Механические характеристики представлены в таблице 2.

Таблица 2 – Допускаемые напряжения для валов и вращающихся осей

Марка стали	Твёрдость НВ, не ниже	Механические характеристики, мм2
		В	Т	Т	−1	−1
40Х 45	270 240	900 800	750 550	450 300	410 350	240 210

k

При определении диаметров выступающих концов ведущего и ведомого валов допускаемое напряжение при кручении можно принимать в пределах 20...25МПа. Рекомендуется принимать среднее значение _k =22,5МПа.

3.2 Определение диаметров ведущего вала и подбор подшипников

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

=47,4 мм, (39)

где Т₁ – крутящий момент на ведущем валу (Н·мм) (см. п.1.9).

Полученный диаметр округляется до ближайшего большего значения и принимается равным 48 мм.

Диаметр вала под подшипник принимают:

d_п1 =d₁ +2*t=48+2*4=56мм, (40)

где t – высота буртика определяется в зависимости от диаметра d₁.

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров подшипников качения: 60 мм.

При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора подшипников определяют по соотношению:

d_бп1 =d_п1 +3,2*r=60+3,2*3=69,6 мм, (41)

где r – радиус галтели вала.

Полученный диаметр округляется до ближайшего значения - 71 мм.

Для опор выбирают тип подшипников. При выборе подшипников для редукторов с прямозубыми колесами целесообразно рассматривать возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников средней серии (тип 300).

Предварительный подбор подшипника осуществляется по диаметру d_п1. После подбора подшипника заполняется таблица 3.

3.3 Определение диаметров ведомого вала и подбор подшипников

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

=34,0 мм (42)

где Т₂ – крутящий момент на ведомом валу (Н·мм) (см. п.1.9).

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения -34 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем:

d_п2 =d₂ +2*t=34+2*3,5=41 мм, (43)

где t – высота буртика определяется в зависимости от диаметра d₂.

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров подшипников качения: 45 мм.

При проектировочном расчете диаметр буртиков для упора подшипников определяем по соотношению:

d_бп2 =d_п2 +3,2*r =45+3,2*2,5=53 мм, (44)

где r – радиус галтели вала.

Полученный диаметр округляется до ближайшего значения – 53 мм.

Диаметр вала посадочного места колеса определяется по формуле:

d_k2 =d_п2 +(5...7)=45+5=50 мм, (45)

Диаметр буртика для упора колеса определяется по соотношению:

d_бк2 d_k2 +3*f =50+3*1,6=54,8 мм, (46)

где f – размер фаски колеса.

Полученный диаметр округляется до ближайшего значения – 56 мм.

Выбор типа подшипников для ведомого вала производим по рекомендациям, приведенным в п.3.2. Установив тип подшипника, результаты следует занести в таблицу 3.

Таблица 3 – Техническая характеристика подшипников

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр dn, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина подшипника В, мм	Динамическая грузо-подъемность С, кН	Статическая грузо-подъемность С0, кН
312 ГОСТ 8338-75	60	130	31	81,9	48,0
309 ГОСТ 8338-75	45	100	25	52,7	30,0