10. 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.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным раз­мерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающне кольца . Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1—2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники ( 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) Вычерчиваем крышки подшипников.

г) Длина присоединительного конца вала  32 мм определя­ется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и уста­новку распорной втулки — с другой; место перехода вала от  55 мм к  50 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!).

б) Отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники*;

в) Вычерчиваем мазеудержнвающие кольца, крышки под­шипников.

Переход от 50 мм к 45 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призма­тические по ГОСТ 23360-78. Вы­черчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360— 78 (1, табл. 8.9).

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см] = 100120 Мпа.

Ведущий вал : d = 32 мм ; b х h = 10 х 8 мм ; t₁ = 5 мм ; длина шпонки l = 32 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 40 мм, [1,табл. 11.7); момент на ведущем валу Т₁ = 73 ^. 10³ Н^.мм;

Ведомый вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под коническим - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под коническим колесом: d = 45 мм; b x h = 14 х 9 мм; t_l = 5,5 мм; длина шпонки l = 60 мм момент Т₂ = 292 ^. 10³ Н^.мм;

12. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – 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].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обра­ботка — улучшение.

По табл. 3.3[1, c.34] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 61мм) среднее значение _в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

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; =5 мм

Принимаем k_ = 1,68 (1, табл. 8.5), _  0,76 (1, табл. 8.8) и _  0,1.

ГОСТ 16162—78 указывает на то, чтобы конструкция ре­дукторов предусматривала возможность восприятия радиаль­ной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25  10³ Нмм < Т_Б < 250  10³ Нмм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 40 мм , получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки Нмм. [1, табл. 8.5]; [1, табл. 8.8]; [1, c. 163].

Такой большой коэффициент запаса прочности (13,5 или 12,4) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при кон­струировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.

Ведомый в а л

Материал вала — сталь 45 улучшенрие; _в = 780 МПа (1, табл. 3.3).

Пределы выносливости _-1 = 0,43 ^. 780 = 335,4 МПа и _-1 = 0,58 ^. 335,4 = 194,5 МПа.

Сечение А — А. Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (1, табл. 8.5): k_ =1,79 и k_ = 1,68; масштабные факторы _ = 0,81; _ = 0,69 (1, табл. 8.8); коэффициенты _  0, 15 и _  0,1.

Крутящий момент Т₂ = 292 • 10³ Н • мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент

Момент сопротивления кручению (d = 55 мм; b =16 мм; t₁ = 6 мм)

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напря­жений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

среднее напряжение

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сече­ния А –А

Сечение К - К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (1, табл. 8.7.); ; принимаем _ = 0,15 и _ = 0,1.

Изгибающий момент

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К

Сечение Л – Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от  50 мм к  45 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений k_ =2,03 и k_ = 1,44 (см. табл. 8.2). Масштабные факторы (см. табл. 8.8) _ = 0,885; _ = 0,715.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К – К.

Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л.

Сечение Б – Б. Концентрация напряжений обусловлена нали­чием шпоночной канавки (см. табл. 8.5): k_ =1,79 и k_ = 1,68; _ = 0,835; _ = 0,715.

Изгибающий момент (положим х₁ = 60 мм)

Момент сопротивления сечения нетто при b = 14 мм и t₁ = 5,5 мм

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б – Б.

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение	А -А	К- К	Л -Л	Б- Б
Коэффициент запаса s	10,2	3,2	3,7	3,2

Во всех сечениях s > [s].