7 Выбор подшипников

7.1 Ведущий вал.

Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №208 d×D×B=40×80×18 мм.

7.2 Ведомый вал.

Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №211 d×D×B=55×100×21 мм.

8 Конструктивные размеры редуктора

8.1 Форма корпуса.

Определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости

δ=1,8,

где Т₂- вращающий момент на тихоходном валу, Н∙м.

Внутренний контур стенок корпуса очерчивается по всему периметру корпуса с учетом зазоров х и у между контуром и вращающимися деталями.

8.2 Диаметры болтов, соединяющих основание и крышку корпуса.

d=(0,030,036)*а_+12=(0,030,036)*120+12=12 мм.

Принимаем болты М12,

8.3 Диаметр винтов крепящих крышку.

d₁=(0,70,75)*d=(0,70,75)*12=68 мм.

Принимаем болты М6.

9 Уточненный расчет валов редуктора

Коэффициент запаса прочности в сечении вала

,

Где -коэффициенты запаса усталостной прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям.

Они вычисляются по формулам:

где ,- пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения соответственно, МПа;

,– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;

–масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

- коэфф.,учитывающий влияние шероховатости поверхности и поверхностного упрочнения на усталостную прочность;

,- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении соответственно, МПа;

,- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла нормальных и касательных напряжений;

,- средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений соответственно, МПа.

9.1 Расчет быстроходного вала

Сопоставление конструкции вала с эпюрами моментов показывает, что опасение может вызвать сечение А-А. Здесь при наибольшем значении моментов и не самом большом диаметре имеется концентратор напряжений.

Сечение Г-Г также вызывает опасения, так как имеет концентратор напряжений в виде шпоночного паза. Изгибающий момент здесь меньше, чем в предыдущем сечении,но меньше и диаметр вала. Поэтому следует проверить прочность и в сечении Г-Г.

В сечении вала А-А действует суммарный изгибающий момент М₂=134,1 Н∙м и крутящий момент Т₂=169,07 Н∙м.

Пределы выносливости материала вала ,=142 МПа.

Коэффициенты концентрации напряжений от посадки подшипников с натягом и масштабные факторы при диаметре вала в сечении А-А d=35 мм и пределе прочности материала σ_в=570 МПа, следующие:

2,02.

Коэффициент =0,9 возьмем, полагая шероховатость вала под кольцом подшипникаR_а=2,5 мкм.

Амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений соответственно при d=35 мм

=σ_max==7,97 МПа;

МПа.

Значения коэффициентов ивзяты для углеродистой стали с пределом прочности σ_в=570 МПа.

Среднее напряжение цикла для нормальных напряжений σ_m=0, а для касательных - ==4,8 МПа.

Коэффициенты запаса прочности по напряжениям нормальным и касательным соответственно:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

,

что больше допускаемой величины [S]=2,5. Следовательно прочность вала в сечении А-А обеспечена.