4. Предварительный расчет валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов:

, мм, где [τ]_к – допускаемое напряжение кручения для материала вала.

Для быстроходного вала принимаем [τ]_к = 25 Н/мм² , получаем:

Округляем значение d₁ до большего.

Принимаем d₁ = 25 мм. Шестерня цилиндрической прямозубой передачи выполняется за одно с валом.

Для тихоходного вала принимаем [τ] = 20 Н/мм²:

Округляем значение d₂ до 35 мм. Под колесо цилиндрической передачи берем вал с диаметром d = 45 мм.

5. Выбор муфт

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эксплуатационной характеристикой муфты является передаваемый вращающий момент и диаметр вала, на который насажена муфта. На работу муфты существенное влияние оказывают толчки, удары и колебания, обусловленные характером приводимой в движение машины. В связи с этим расчет муфт производим по расчетному крутящему моменту :

где – коэффициент запаса, выбираемый в зависимости от типа привода,

в данном случае .

Выбираем муфту с расчетным крутящим моментом 250, посадочным диаметром 38 мм 250 – 38 – 1 ГОСТ 21424-93.

6. Подбор подшипников по долговечности

Для быстроходного вала и оси принимаем подшипник 306 ГОСТ 8338-75, для тихоходного вала принимаем подшипник 308 ГОСТ 8338-75. Основные параметры и размеры подшипников:

Обозначение Подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	Сr, кН
306	30	72	19	28,1
308	40	90	23	41,0

6.1 Определение долговечности подшипников

, где - коэффициент надежности,- обобщенный коэффициент совместного влияния качества метала и условий эксплуатации. Для шариковых подшипников. Принимаем.

–ресурс работы редуктора.

–паспортная грузоподъемность.

–частота вращения подвижного кольца (совпадает с частотой вала).

–эквивалентная нагрузка.

6.1.1 Определение долговечности для подшипников вала 1.

Подшипники расположены на валу диаметром d=30мм.

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:

, где V – коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1 – внутреннее кольцо, V=1.2 – наружное кольцо; - температурный коэффициент; - коэффициент безопасности.

Таким образом, требование выполняется.

6.1.2 Определение долговечности для подшипников вала 2.

Подшипники расположены на валу диаметром d=40мм.

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:

, где V – коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1 – внутреннее кольцо, V=1.2 – наружное кольцо; - температурный коэффициент; - коэффициент безопасности.

Таким образом, требование выполняется.

6.1.3 Определение долговечности для подшипников на оси.

Найдем необходимую паспортную динамическую грузоподъемность:

, где - число зубьев шестерни,- число зубьев колеса.

, где V – коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1 – внутреннее кольцо, V=1.2 – наружное кольцо; - температурный коэффициент; - коэффициент безопасности.

Таким образом, требование выполняется.

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки. Материал шпонки ─ Сталь 45.

7.1 Расчет на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала

, где Т ─ крутящий момент на валу; d ─ диаметр вала;

─рабочая длина шпонки; l ─ полная длина шпонки; h ─ высота шпонки; t₁─ глубина паза вала.

=120 МПа ─ допускаемое напряжение смятия.

7.1.1 Расчет шпонки под цепной передачей на тихоходном валу

d=35 мм

h=8 мм

t₁=5 мм

l=50 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

7.1.2 Расчет шпонки под цилиндрическим колесом на тихоходном валу

d=45 мм

h=9 мм

t₁=5.5 мм

l=50 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

7.2 Расчет на срез боковых граней

, где Т ─ крутящий момент на валу; d ─ диаметр вала;

─рабочая длина шпонки; ;l ─ полная длина шпонки; b ─ ширина шпонки.

=90…100 МПа ─ допускаемое напряжение среза.

7.2.1 Расчет шпонки под цепной передачей на тихоходном валу

d=35 мм

b=10 мм

l=50 мм

Условие прочности шпонки на срез выполняется.

7.2.2 Расчет шпонки под цилиндрическим колесом на тихоходном валу

d=45 мм

b=14 мм

l=50 мм

Условие прочности шпонки на срез выполняется.

7.3 Расчет шлицевого соединения втулки и ведущего вала

= 56 мм

z = 11 – число зубьев

m = 2 – модуль

Условие прочности шлицевого соединения на смятие выполняется. Шлицы выполнены по ГОСТ 6033-80.

8. Расчет валов на выносливость

8.1 Расчет валов

8.1.1 Определение сил действующих на валы и опоры

Выбор материала:

для всех валов материал ─ сталь 45.

Значения усилий в цилиндрическом зацеплении:

- окружная сила на шестерне и колесе: Н.

- радиальная сила на шестерне и колесе: Н.

Нагрузка на входной вал со стороны муфты: Н.

Нагрузка на выходной вал со стороны цепной передачи: Н.

8.1.2 Расчет тихоходного вала

8.1.2.1 Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Изгибающие моменты:

8.1.2.2 Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Проверка:

Изгибающие моменты:

8.1.2.3 Суммарные изгибающие моменты:

8.1.2.4 Эквивалентные моменты:

Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален , т.е. под подшипником.

, где ─ допускаемое напряжение изгиба.

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 40 мм, что больше рассчитанного.