5 Предварительный расчет валов редуктора

5.1 Быстроходный вал

Ориентировочно определим минимальный диаметр выходной ступени вала редуктора из условий прочности на кручение без учёта влияния изгиба ([1], (6.16)):

(5.1)

где [τ]_k – допускаемое напряжение кручения, [τ]_k = 20…30 МПа.

Поскольку муфта, соединяющая вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора, не вызывает изгиба вала, принимаем:

[τ]_k = 25 МПа. (5.2)

(5.3)

Диаметр выходной ступени вала электродвигателя 132S4, составляет d_дв=38мм ([1], приложение П4). Для согласования этой величины и диаметра выходной ступени быстроходного вала редуктора по ГОСТ 21424-93 [9] принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметрами посадочных отверстий полумуфт 38 и 32 мм. Таким образом принимаем:

d_В1 = 32 мм. (5.4)

Диаметры участков вала под подшипники, принимаем:

d_ВП1 = 35 мм. (5.5)

Так как передача цилиндрическая косозубая предварительно по ГОСТ 8338-75 [13] выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные серии диаметров 2 (легкая серия), серии ширин 0, тип 207 с номинальным диаметром внутреннего отверстия кольца:

d_П1 = 35 мм; (5.6)

номинальным диаметром наружной цилиндрической пверхности наружного кольца:

D_П1 = 72 мм; (5.7)

номинальной шириной внутреннего кольца:

B_П1 = 17 мм; (5.8)

динамической грузоподъёмностью:

С = 25500 Н; (5.9)

статической грузоподъёмностью:

С₀ = 13700 Н. (5.10)

По ГОСТ 20226–82 [12] диаметр заплечиков под такие подшипники:

d_b = 42,0…42,0 мм. (5.11)

Принимаем диаметр заплечиков быстроходного вала редуктора:

D_вb1 = 42,0 мм. (5.12)

Решение о конструктивном исполнении шестерни косозубой цилиндрической передачи, принимается на основании анализа величины расстояния x от впадин зубьев до шпоночного паза ([1], рисунок 8.7). Для исполнения шестерни отдельно от вала, должно выполняться соотношение:

(5.13)

Из рисунка 8.7 [1] для быстроходного вала проектируемого редуктора:

(5.14)

где t₂ – глубина шпоночного паза в отверстии под вал, для шпонки диаметром под вал 42,0 мм, t₂ = 3,3 мм [12]. Тогда:

(5.15)

Принимаем конструктивное исполнение шестерни заодно с валом.

Конструкция быстроходного вала редуктора представлена на рисунке 2.

5.2 Промежуточный вал

У промежуточного вала опасное сечение имеют ступени, находящиеся под зубчатым колесом с косыми зубьями и шестерней цилиндрической передачи. Поскольку вал испытывает сложный изгиб от сил зацепления двух механических передач, принимаем пониженное допускаемое напряжение кручения

[τ]_k = 15 МПа. (5.16)

Минимальный диаметр опасного сечения:

(5.17)

По ГОСТ 6636–69 из ряда дополнительных размеров принимаем:

d_b3= 35 мм. (5.18)

Для исполнения шестерни отдельно от вала должно выполняться соотношение:

(5.19)

Из рисунка 8.7 [1] для промежуточного вала проектируемого редуктора:

(5.20)

Для шпонки под вал диаметром 35 мм, t₂ = 3,3 мм [13].Тогда:

(5.21)

Принимаем конструктивное исполнение шестерни отдельно от вала.

Диаметр ступеней вала под подшипники принимаем:

d_ВП3 = 30 мм. (5.22)

Предварительно по ГОСТ 8338–75 [13] выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные серии диаметров 3 (средняя серия), серии ширин 0, тип 306 с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:

d_П3 = 30 мм; (5.23)

номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:

D_П3 = 72 мм; (5.24)

номинальной шириной:

B_П3 = 19 мм; (5.25)

динамической грузоподъёмностью:

С = 28100 Н; (5.26)

статической грузоподъёмностью:

С₀ = 14600 Н. (5.27)

По ГОСТ 20226–82 [11] диаметр заплечиков под такие подшипники:

d_а = 35,0…37,0 мм. (5.28)

Принимаем диаметр заплечиков промежуточного вала редуктора:

d_bа3 = 37,0 мм. (5.29)

С целью осевой фиксации колёс со стороны подшипников предварительно принимаем распорные втулки с внешним диаметром равным диаметру заплечика:

d_p3 = 37,0 мм. (5.30)

Конструкция промежуточного вала редуктора представлена на рисунке 3.