9.1.2 Проверяем шпонку установленную на ступице тихоходного вала

где, b = 10 мм;

h = 8 мм;

t = 5 мм– стандартные размеры, (см. таблицу К42 [5]);

[σ]= 110…190 Н/мм- допускаемое напряжение на смятие;

l= 40 – 10 =30 мм;

_А= (0,94 · 8 - 5) · 40 = 100,8 мм_;

σ = = 17,82 Н/мм < [σ]_.

9.2 Проверочный расчет стяжных винтов

Проверим прочность стяжных винтов подшипниковых узлов тихоходного вала цилиндрического редуктора. Максимальная реакция в вертикальной плоскости опоры подшипника Н. Диаметр винта= 12 мм, шаг резьбы крупныйp = 1,75 мм; класс прочности 5.6 из стали 30 по ГОСТ 11738 – 84 (см. таблицу К5[5])

а) Определяем силу, приходящуюся на один винт:

, (38)

Н.

б) Принимаем коэффициент затяжки (постоянная нагрузка); коэффициент основной нагрузки х = 0,27 (соединение чугунных деталей без прокладок).

в) определяем механические характеристики материала винтов: предел прочности Н/мм; предел текучестиН/мм;; допускаемое контактное напряжениеН/мм.

г) Определяем расчетную силу затяжки винтов:

, (39)

Н.

д) Определяем площадь опасного сечения винта:

мм², (40)

мм².

где, - расчетный диаметр винта;

- наружный диаметр винта;

p – шаг резьбы.

е) Определяем эквивалентное напряжение

, (41)

_.

Условие выполняется.

9.3 Проверочный расчет валов

S ≥ [S];

[S] = 1.6…2.1.

9.3.1 Определяем напряжения по самому опасному сечению вала, н/ мм

1) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу при котором амплитуда напряжений σравна расчетным напряжениям изгиба σ

σ= σ=, (42)

где, М = 49,9 Н ∙ м – суммарный изгибающий момент в сечении (из эпюр)

Определим осевой момент сопротивления сечения вала

W = 0,1d, (43)

W = 0,1 ∙ 43 = 7950,7 мм.

σ = = 6,27 Н/мм

2) Определяем касательные напряжения

τ=, (44)

где, М = 52,08 Н ∙ м –крутящий момент (из эпюр)

Определим полярный момент сопротивления сечения вала

W = 0,2d, (45)

W= 0,2 ∙ 43= 15901,4 мм,

_τ== 3,27 Н/мм

9.3.2 Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

(К)=, (46)

(К)=, (47)

где, К= 2,1; К= 1,6 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, (таблица 11.2[5])

К= 0,85 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, (таблица 11.3 [5])

К= 1,0 – коэффициент влияния шероховатости (таблица 11.4 [5])

(К)== 2,47;

(К)== 1,88.

9.3.3 Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала

(σ - 1)= σ - 1/(К), (48)

(τ - 1)= τ - 1/(К), (49)

где, σ – 1 = 380 Н/мм; τ-1 = 0,58σ - 1 = 220,4 Н/мм- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба

(σ-1) = 380/2,47 = 153,85 Н/мм

_(τ-1) = 220,4/1,88 = 117,23 Н/мм

9.3.4 Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

S = (σ-1)/ σ, (50)

S = (τ-1)/τ, (51)

S= 153,85/ 6,27= 24,5

S = 117,23/3,27 = 35,8

9.3.5 Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S = , (52)

S = = 20,2 ≥ [S] = 2

Условие выполняется.

10 Технический уровень редуктора

10.1 Определяем массу редуктора

m = φρV ∙ 10, (53)

где, ρ = 7300кг/м- плотность чугуна

φ = 0,43 – коэффициент заполнения, (таблица 12.1[5])

V = L ∙ B ∙ H, (54)

_V = 315 ∙ 160 ∙ 255 = 12,852∙10⁶ мм

m = 0,43 ∙ 7300 ∙12,852∙10⁶∙10^-9 = 40,34 кг

10.2 Определяем критерий технического уровня редуктора

Γ = m/T, (55)

где, m = 40,34 кг – масса редуктора, п. 10.1

T= 163,44 Н ∙ м - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, (таблица 3)

γ = 40,34/163,44 = 0,24

Таблица 15 - Технический уровень редуктора

Тип редуктора	Масса m, кг	Момент T, Н∙м	Критерий γ	Вывод
Редуктор цилиндрический одноступенчатый прямозубый	40,34	163,44	0,24	Критерий низкий; Редуктор морально устарел