4. Эскизное проектирование редуктора

4.1. Предварительный расчет валов

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала, мм:

Выбираем .

Диаметр под подшипники вала, мм:

,

принимаем

Диаметр буртиков подшипника, мм:

;

Принимаем

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала:

;

принимаем

Диаметр вала под подшипниками:

,

принимаем

Диаметр буртиков перед подшипниками:

;

Диаметр вала под колесом:

4.2. Выбор подшипников

Для ведущего вала используем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные средней серии:

46313 ГОСТ 333-79

N	d	D	Tнаиб	B	r	r1	Грузоподъемность, кН
							cr	cor
46313	65	140	33	33	3,5	2	113	75

Для тихоходного вала используем конические роликовые подшипники легкой серии:

7302А ГОСТ 27365-87

N	d	D	Tнаиб	B
7302А	95	200	49,5	45

4.3 Первая эскизная компоновка редуктора

4.3.1 Расстояние между деталями передач

Расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса

,

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач

,

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

Принимаем b=50 мм

4.3.2 Конструирование червячного колеса

Ширина ступицы

.

Диаметр ступицы

4.3.3 Конструирование элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса

Толщина стенки крышки редуктора

Радиусы скруглений: внутренний

,

внешний .

Толщина верхнего фланца корпуса .

Толщина нижнего фланца крышки корпуса .

Толщина ребер основания корпуса .

Толщина ребер крышки .

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку d3=(0,5÷0,6)=12, принимаем М12

Диаметр фундаментальных , принимаем М20.

6. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик, значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

_{Стрела прогиба}

Допускаемый прогиб

_{-жесткость обеспечена}

Быстроходный вал

σ_в = 730 МПа; σ_-1 = 314 МПа.

Опасное сечение - под червяком, dа1 = 120 мм.

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

,

где M – суммарный изгибающий момент, Нм;

W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³, .

МПа.

Амплитуда касательных напряжений в опасном сечении:

,

где T_к1 – крутящий момент, Нм;

W_ρ – полярный момент сопротивления сечения вала, мм³, .

МПа.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, ,

где K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d – коэффициент влияния абсолютных размеров;

K_F – коэффициент влияния шероховатости;

.

.

Пределы выносливости в расчетном сечении вала

, ,

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения [3].

Н/мм².

Н/мм².

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям ,.

.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении .

> [s] = 2,1 – условие выполнено.

Тихоходный вал

Материал вала – Сталь 45, σ_в = 730 МПа; σ_-1 = 314 МПа.

Опасное сечение - под подшипником, d = 95 мм.

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

,

где M – суммарный изгибающий момент, Нм;

W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³, .

МПа.

Амплитуда касательных напряжений в опасном сечении:

,

где Т_к2 – крутящий момент, Нм;

W_ρ – полярный момент сопротивления сечения вала, мм³, .

МПа.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, ,

где K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d – коэффициент влияния абсолютных размеров;

K_F – коэффициент влияния шероховатости;

.

.

Пределы выносливости в расчетном сечении вала

, ,

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения [3].

Н/мм².

Н/мм².

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям ,.

.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении .

> [s] = 2,1 – условие выполнено.