Ориентировочный расчет валов

Расчет выполняется отдельно для каждого вала по уточнен­ным данным (частоте вращения, крутящему моменту и мощности).

Предварительно диаметр вала определяется по напряжениям кручения без учета влияния изгиба.

Диаметры концов входного, выходного и цапфы промежуточного вала d_i, мм, определяем по формуле:

где Т_{i расч} - расчетный крутящий момент, кН∙м, найденный для каждого вала передачи.

[τ]_кр - допускаемые напряжения кручения понижены:

[τ]_кр = 20МПа (Н/мм²) для входного и промежуточного вала;

[τ]_кр = 25 МПа - для выходного вала редуктора.

= 56,35мм, округлим по ГОСТу = 56мм;

= 88,25мм, округлим по ГОСТу = 90мм;

= 105мм, округлим по ГОСТу = 100мм.

Определение зазоров и толщины стенки корпуса

Зазоры Δ, мм, между ступицами зубчатых колес, между зубчатыми колесами и корпусом выбирать в пределах

Δ = (1,1…1,2)δ,

где δ - толщина стенки корпуса редуктора, определяемая, мм, по формуле

δ = 0,025aw(т) + 3,

где aw(т) - межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора. Толщина стенки не может быть менее 8 мм.

δ = 0,025 *200 + 3 =8мм

Δ = (1,1…1,2) * 8 = 8,9 … 9,6 = 10мм

Конструкции зубчатых колес

Рис.1.

Размеры зубчатых колёс определяют исходя из выполненных расчетов и конструктивных соображений. На рис. 1 b и d_i - ширина венца и диаметр делительной окружно­сти определены из расчётов.

Зная диаметры валов и ширину венца каждого колеса, проектируют зубчатые колёса редуктора. При проектировании придерживаются следующих правил:

d_ст = 1,6 d_в — диаметр ступицы зубчатого колеса или шестерни;

В случае если d_ст ≥ 1,5d_a , то шестерня выполняется совместно с валом.

l_ст = (1,2…1,5) d_в- длина ступицы (при условии l_ст≥ b).

Параметр	Промежуточный вал, колесо	Тихоходный вал, колесо
Диаметр вала под колесом dв, мм	100	120
Внутренний диаметр колеса df,мм	218	267
Ширина венца b,мм	40	72
Модуль m,мм	2,5	4
Диаметр нулевой D0,мм	202	243
Диаметр ступицы dст,мм = 1.6 dв	160	200
Длина ступицы Lст,мм = (1.2_1.5) dв	120 _ 150 = 40	144 _ 180 = 72
Ширина обода (не менее 8) б,мм = (2.5_4) m	6,25 _ 10 = 8	10 _ 16 = 12
Толщина диска С,мм =(0.2_0.3) b	8 _ 12 = 10	14,4 _ 21,6 = 18
Диаметр между отверстиями Do,мм = 0.5 ( D0 + dст )	181	221
Диаметр отверстия do,мм = ( D0 - dст ) / 4	10	10
Толщина ребра S,мм = 0.8 С	8	14
Фаска n,мм = 0.5 m	1,25	2

Приближенный расчет валов

Усилие, возникающее в косозубом зацеплении, дает три взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 2): окружное усилие F_t, радиальное усилие F_r и осевое усилие F_a.

В еличина окружного усилия F_t2,4 –определены ранее при расчете быстроходной и тихоходной ступеней;

Рис. 2

Радиальное усилие из выражения:

, ,

где α_n - угол зацепления в нормальном сечении (α_n = 20°); β_1,2 - углы наклона линии зуба первой и второй ступеней;

Осевое усилие: F_a1,2 = F_t2tg β₁, F_a3,4 = F_t4tg β_2.

= 8931 Н

=15330 Н

F_a1,2 = 24100 * cos 10.844 = 4616.5 Н

F_a3,4 = 42121 * cos 11.478 = 8552.8 Н

На хвостовиках входного и выходного вала установлены муфты, примем усилие от них по формуле:

,

= 3353 Н

=9659.9 Н

Для облегчения расчетов составляющую для моментов от осевой силы рассчитаем по формуле:

M_ai = F_ai * d_i / 2.

М_а1 = 4616,5 * 56 / 2= 129262 Н∙мм, М_а2 = 4616,5 * 224 / 2 = 517050 Н∙мм

М_а3 = 8558,8 * 63,5 /2 = 526341 Н∙мм,

М_а4 = 8558,8 * 276,92 = 1184224 Н∙мм

Расчет реакций и моментов быстроходного вала

а₁=47,5 мм

b₁=129.5 мм

lm₁=150 мм

Плоскость горизонтальная XOZ

Расчет реакций

точка 1

272,85 Н

Точка 2

20474,14 Н

Проверка 0

Расчет моментов

точка 2 справа 502963 Н∙мм

точка 3 справа 972522 Н∙мм

Плоскость вертикальная XOZ

Расчет реакций

Точка 1

1666,49Н

Точка 2

7264,7Н

Проверка 0

Расчет моментов

точка3 справа -215811 Н∙мм

точка3 слева -345073 Н∙мм

Расчет реакций и моментов промежуточного вала

а₂=47,5 мм

b₂=66 мм

с₂=63.5 мм

Плоскость горизонтальная XOZ

Расчет реакций

Точка 1

33477,5Н

Точка 2

32743,8Н

Проверка 0

Расчет моментов

Точка 3 слева -1555333 Н∙мм

Точка 4 слева -125822 Н∙мм

Плоскость вертикальная XOZ

Расчет реакций

Точка 1

-7486,5Н

Точка 2

1086,8Н

Проверка 0

Расчет моментов

Точка 3 слева 51624 Н∙мм

Точка 3 слева 568674 Н∙мм

Точка 4 слева 50947 Н∙мм

Точка 4 справа -475394 Н∙мм

Расчет изгибающего момента под колесом:

1556190 Н∙мм

Р асчет реакций и моментов тихоходного вала

а₃= 113,5 мм

b₃= 63.5 мм

Lm₂= 210 мм

Плоскость горизонтальная XOZ

Расчет реакций

Точка 1

38470,9

Точка 2

-6009,5

Проверка 0

Расчет моментов

Точка 1 слева 2028581 Н∙мм

Точка 3 слева 2442901 Н∙мм

Плоскость вертикальная XOZ

Расчет реакций

Точка 1

3140

Точка 2

12190,6

Проверка 0

Расчет моментов

Точка 1 слева 1383632 Н∙мм

Точка 3 слева 199408 Н∙мм

Расчет изгибающего момента под колесом:

280726

Вал, номер опоры	Ri, Н
Б.В.,1	21725
Б.В.,2	1689
П.В.,3	32762
П.В.,4	34304
Т.В.,5	13591
Т.В., 6	38599

Суммарные реакции в опорах 1-6, для подбора подшипников:

Расчет эквивалентных моментов нагрузок в местах установки колес:

где М_изг и Т_к - изгибающий и крутящий моменты;

М_верт и М_гор - изгибающие моменты в вертикальной и горизон­тальной плоскостях.

Промежуточный вал, колесо

=2553419 Н∙мм

Тихоходный вал, колесо

=5197578 Н∙мм

Определение минимальных диаметров валов d_к мм, в местах установки зубчатых колес по формуле

где σ_-1 - предел выносливости материала вала. (Для увеличения же­сткости вала принимается пониженное значение предела выносли­вости σ_-1 =60 МПа).

Полученное значение диаметра выбираем с учетом предыдущих значений на диаметрах вала подшипника по ГОСТ 6636-69 (табл. 14 прил. 2).

, выбираем = 100 мм

, выбираем = 120 мм

Выбор шпонок под колесами

По ГОСТ 8788-68 (табл. 15 прил. 2) выбираем размеры сече­ний шпонок и пазов валов:

		шпонка
Место установки	dвала	S,мм	h	t
ПВ колесо	100	28	16	10
ТВ колесо	120	32	18	11