Расчетная долговечность, млн. Об.

Расчетная долговечность L_h, ч

.

8. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Между торцами подшипников и внутренней поверхностью корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы выступают внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника. На ведомом валу переход от 50 к 45 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника. На ведущем и на ведомом валах применяют шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78: вычерчиваем шпонки, принимая их длину на 5-10мм меньше длин ступиц.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по  ГОСТ 23360-88 (см. табл. 8.9 [1]).

Материал шпонок  сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (8.22) [1]

.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [_см]= 100  120 МПа, при чугунной  [_см]= 50  70 МПа.

Ведущий вал. d = 32 мм; b  h = 10  8 мм; t₁= 5 мм; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм: см. табл. 11.5 [1]). Момент на ведущем валу T₁=72^.10³ H^.мм.

.

Материал полумуфт МУВП  чугун марки СЧ-20.

Ведомый вал. На выходном конце вала: d = 42 мм; b  h =128 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 80 мм; момент T₂ = 277^.10³ H^.мм;

.

Под зубчатым колесом d = 50 мм; l_{ступицы}= 65 мм; l_шпонки = 55 мм; b  h = 14  9 мм; t₁ = 5.5 мм; момент Т₂ = 277^.10³ H^.мм;

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения при изгибе изменяются по симметричному циклу, а касательные при кручении  по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S].

Расчетное значение S должно быть не ниже допускаемого [S]=2,5.

При условии выполнения специального расчета вала на жесткость допускается снижение [S] до 1,7.

Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал. Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка  улучшение.

По табл. 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 68 мм) среднее значение предела прочности _B=780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_-1 0,43_B = 0,43 ^. 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

_-10,58_-1 = 0,58 ^. 335 = 193 МПа.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

.

При d = 32 мм; b =10 мм; t₁ = 5 мм по табл. 8.5 [1] момент сопротивления кручению:

;

.

Принимаем к_. = 1,68 (см. табл. 8.5 [1]), _0,76 (см. табл. 8.8 [1]), _≈0,1.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редуктора предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5, при 25^.10³ Н^.мм < T_Б< 250^.10³ H^.мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

.