1. Первая ступень.

Выходной конец вала может быть цилиндрическим или коническим. Посадки деталей на конус обладают рядом достоинств: легкость сборки и разборки, высокая точность базирования, возможность создания любого натяга. В проектируемых редукторах в равной мере применяют цилиндрические и конические концы валов.

Для установки и демонтажа подшипника на 2-й ступени без снятия шпонки нужно диаметр d₁опре­делить в зависимости от диаметра d₂, равного диаметру d внутреннего кольца подшипника:

d₁ = d₂ — 2,2 (h — t₁)- для цилин­дрических концов вала, где h — высота шпонки; t₁ — глубина посадки шпонки в паз вала.

Выполнение этого условия приводит к зна­чительной разности диа­метров d₁ и d₂.

d₁ = d₂ — 2,2 (h — t₁)=35-2,2(8-5)≈28мм

Рисунок 11.1. Шпоночное соединение.

Диаметр выходного конца быстроходного ва­ла d₁ ,соединенного с двигателем через муфту, не отличаться от диаметра вала ротора двигателя d(дв). Поэтому соединение валов осуществляется стандартной муфтой.

Радиус галтели r=1,6мм

Для облегчения монтажа насаживаемых деталей на торце 1-й ступени выполняют фаску с. с=1мм.

2. Вторая ступень.

Диаметр ступени d₂ принимается равным диаметру d внутреннего кольца подшипника(35мм). Длина ступени l₂ зависит от осевых размеров деталей, входящих в комплект подшип­никового узла, расположенного со стороны выходного конца вала.( l₂=53мм) Длина ступени l₂ достаточна, чтобы обеспечить упор в ее торец элемента открытой передачи или муфты.

3. Третья ступень.

Конструкция 3-й ступени вала-шестерни цилиндрической зависит от передаточного числа редуктора u и межосевого расстояния а_w. В соответствии с этими величинами выбираем конструкцию вала- шестерни рис 10.2.

Диаметр четвертой ступени d₄ равен диаметру d₂ второй ступени под подшипник.

а) Для тихоходных валов (см. рис. 10.13).Диаметр ступени d₃ = d₂+3,2r, где r — координата фаски внутреннего кольца подшипника(для подшипника серии 7308 r=2,5)

d₃ = d₂+3,2r=40+3,2∙2,5=48

Длина ступени l₃ выполнена больше длины ступицы колеса l_ст, поэтому распорная втулка между торцом внутреннего кольца подшипника и торцом ступицы колеса ставится на 3-ю ступень (см. рис. 10.3).Зазор С между буртиком ступени и торцом втулки равен 2мм.

Шпоночный паз на 3-й ступени располагают со стороны паза 1-й ступени. Ширину шпоночного паза b для удобства обработки следует принять одинаковой для 1-й и 3-й ступеней исходя из меньшего диаметра.(b=10мм)

б) Для вала-шестерни цилиндрической.

Цилиндрическая шестерня находятся на 3-й ступени. Величина выхода l_ф зависит от модуля зацепления т=1,5 и внешнего диаметра фрезы D_ф и определяется графически.

Диаметр 3-й ступени определяется в зависимости от диамет­ра 2-й ступени и координаты фаски внутреннего кольца подшипника r; d₃ = d₂ + 3,2r=35+3,2∙2,5=43, и должен обеспечить свободный выход фрезы.

Рис 10.2

10.3. Выбор соединений.

Подобрать прессовую посадку, обеспечивающую соединение зубчатого колеса с валом (см. рис. 10.16). Соединение нагружено вращающим моментом T=165,33Нм. Диаметр и длина посадочной поверхности соответ­ственно d=48 мм, l=82 мм; условный наружный диаметр ступицы колеса d₂=74 мм; вал сплошной - d₁=0.Материал зубчатого колеса и вала — сталь 40Х; предел текучести материала колеса а_т2 =650Н/мм². Сборка прессованием; коэффициент запаса сцепления К=3. Коэффициенты трения при расчетах: сцепления—l_с = 0,08, запрессовки—l_п = 0,2.

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяют шпонки и посадки с натягом.

а) Определяем среднее контактное давление на посадочной поверхности:

,

Где К – коэффициент запаса сцепления деталей;

f – коэффициент трения;

l – длина посадочной поверхности;

d – диаметр посадочной поверхности;

T – вращающий момент;

F_a – осевая сила в зацеплении.

Как показал анализ влияние осевой силы на величину среднего контактного давления незначительно, поэтому среднее контактное давление следует вычислять по формуле:

б) Определяем коэффициенты С₁ и С₂ :

; ,

где d – посадочный диаметр;

d₁- диаметр отверстия охватываемой детали(d₁=0, так как вал сплошной);

d₂- диаметр охватывающей детали;

µ - коэффициент Пуассона.

в) Определяем деформацию деталей Δ:

Δ,

где Е₁ и Е₂ – модули упругости охватывающей и охватываемой деталей.

г) Определяем поправку на обмятие микронеровностей:

Предварительно предполагаем ,что точность изготовления вала и отверстия будет соответствовать 7-му квалитету, тогда принимаем значения R_a1=1,6;R_a2=1,6.

д) Определяем минимальный требуемый натяг:

Для зубчатых передач поправку на температурную деформацию не подсчитывают

е) Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали:

ж) Определяем максимальную деформацию ,допускаемую прочностью охватывающей детали:

з) Определяем максимальный допускаемый натяг, гарантирующий прочность охватывающей детали:

и) По таблице 10.15 выбираем посадку ,для которой:

к) Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки:

л) Определяем силу запрессовки для выбранной посадки:

,

где - коэффициент трения при прессовании.

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, развивающий силу 160 кН.