4. Проектный расчет валов редуктора.

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Для выполнения расчета вала необходимо знать его конструкцию (места приложения нагрузки, расположение опор и т.д.). В то же время разработка конструкции вала невозможна без хотя бы приближенной оценки его диаметра. На практике обычно используют следующий порядок расчета вала.

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й – проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

4.1. Выбор материала вала

Материал-Сталь 40;

Термообработка-нормализация;

4.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение

Для тихоходной передачи [τ_к]= 20 МПа .

4.3. Определим диаметр выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

=51 мм

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда.

d=51 мм

4.4. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

Под элемент открытой передачи или полумуфту:

d₁=51 мм

l₁ = (1,0...1,5)·d₁

l₁=1*51=51 мм

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

d₂ = d₁+2t

d₂=51+2*4.5=60 мм

l₂ ≈ 1,25·d₂

l₂≈ 1,25*60≈ 75 мм

Под шестерню, колесо:

d₃ = d₂+3,2·r

d₃=60+3,2*3,0=69.6 мм

l₃=b₂

l₃=62.5 мм

Под подшипник:

d₄ = d₂

d₄=60 мм

l₄=B

l₄=20 мм

Значения высоты t заплечика (буртика) и f величины фаски ступицы колеса и координаты фаски r_max подшипника определяют в зависимости от диаметра ступени d.

4.6. Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Выбираем подшипник по величине диаметра d внутреннего кольца 311 ГОСТ 8338-75.

Геометрические размеры – d, D, В (Т, с):

d=75 мм; D=115мм; B=20 мм; r=2,0 мм

Где D – диаметр наружного кольца подшипника; В – ширина шарикоподшипников; Т и r – осевые размеры роликоподшипников.

Динамическую С_r и статическую С_0r грузоподъемности:

С_r=37.7кН; С_0r=24.5 кН

5. Проверочный расчет подшипников

В зависимости от вида нагрузок, действующих на вал от установленных на нем деталей, схемы установки подшипников и их типы могут быть «враспор» и «врастяжку», выбираем «враспор».

Из-за увеличения длины вала при нагревании подшипниковых узлов осевые зазоры в подшипниках схемы "враспор" уменьшаются. Для предотвращения заклинивания вала в опорах предусматривают при сборке осевой зазор, значение которого должно быть несколько больше ожидаемой тепловой деформации вала и подшипников.

5.1. Определение силы в зацеплении редуктора.

Для цилиндрической косозубой передачи:

Окружная сила F_t1 и F_t2 на шестерне и колесе.

;

Где d-диаметр ступени; М- вращающий момент; β-угол наклона косозубой передачи, α-угол зацепления косозубой передачи.

F_t1=F_t2 =26.3кН

Радиальная сила F_r1 и F_r2 на шестерне и колесе.

;

F_r1=F_r2==9.7кН

Осевая сила F_a1 и F_a2 на шестерне и колесе.

;

F_a1=F_a2=1.4 кН

5.2. Определение осевых составляющих от радиальных нагрузок для опор Б и В, Н:

Выбираем шариковые радиально-упорные:

Чтобы найти значение коэффициента е, определяем соотношение :

F_a1/C_or=1.4/24,5=0,057 кН

е=0,37

F_{ос Б(В)}=0.37*9.7=3.589кН

5.3 Определение величины и направления результирующей осевой силы, Н:

∑F_ос=3.589*3.589+1.4=8.578 кН

-для схемы «враспор»– подшипником В, осевая нагрузка которого:

F_aB=3.589+1.4=4.989 кН

В этом случае осевая нагрузка для подшипника Б, Н:

=4.989.

5.4 Для каждой опоры определение соотношения и .

=4.989/9.7=0.514

Т.к , то X=0,45; Y=1,46, определяем по таблице в зависимости от типа подшипника.

Где Х и Y -значения коэффициентов для радиальных и радиально-упорных подшипников.

5.5 Определение величины эквивалентной динамической радиальной нагрузки, Н.

P_{r Б}=0,45*9.7+1,46*4.989=11.648 кН

При требовании одинаковых подшипников для обеих опор дальнейший расчет проводят для большей из величин или (в дальнейшем ).

5.6 Определение эквивалентной нагрузки.

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1; К_б – коэффициент безопасности, по таблице К_б=1,5 ; К_т – температурный коэффициент, по таблице К_m=1,0.

P=(0,45*1*11.684+1,46*1.4)*1,5*1=10.928 кН

5.7 Определение номинальной долговечности работы подшипника, ч:

L_h=(10⁶/60*n)*(C_r/P)^P

L_h=(10⁶/60*133.85)*(39.7/10.92)³=800852.16 ч.

где С_r – динамическая грузоподъемность по каталогу, P=3-для шариковых подшипников.