Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів і компонуванні редуктора
8.1. Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні
y≈ (0, 5...1, 5) × δ= (0, 5...1, 5) × 9=4, 5...13,5мм
приймаємо у=9мм.
Відстань між внутрішньою стіною корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні:
у1 ≈ (, 5...3) × δ= (1, 5...3) × 9=13, 5...27мм
приймаємо у1=20мм.
Визначаємо довжини вихідних кінців швидкохідного і тихохідного валів
l 1≈(1,5...2)×d в1=(1,5...2)×30=45...60мм
приймаємо l 1=50мм.
l 2≈(1,5...2)×d в2=(1,5...2)×53=79,5...106мм
приймаємо l 1=85мм.
Відстань від кола d а2 до внутрішньої стінки картера
приймаємо
=34мм.
8.4. Призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і визначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.
Орієнтуючись на середню серію підшипників для швидкохідного і легку серію для тихохідного валів за [1, табл.. П43]:
d=
D1=80мм
d=
D1=110мм
Розмір χ≈2×dп,
приймаємо
Орієнтовно
приймаємо, що
і
дорівнюють 1,5×Тmax
l’1=1,5×
max=1,5×23=34,5мм
приймаємо l’1=35мм.
l’2=1,5×
max=1,5×24=36мм
приймаємо l’2=36мм.
Відстань
від торця підшипника швидкісного вала
до торця шестерні
приймаємо 12мм.
Розмір
приймаємо 12мм.
Осьовий
розмір глухої кришки підшипника
тихохідного вала
≈8...25мм
Приймаємо =15мм.
Визначаємо відстані а1 і а2 за довжиною осі вала від точки прикладання сил, що виникають у зубчастому зчеплені, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно приймаємо на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала:
− тихохідний вал
а2≈у+0,5×lмат.=9+0,5×75=46,5мм
приймаємо а2 =47мм.
− швидкохідний вал
а1≈ +0,5×в1=12+0,5×75=49,5мм
приймаємо а1 =50мм.
Визначаємо габаритні розміри редуктора:
Вр=l2+ + max+у+lст+у+ max+ +1,5× max+l1=
=85+36+23+9+75+9+24+15+1,5×24+50=338мм
приймаємо Вр=340мм.
Lр=к1+ δ +у1+аω+0, 5×dа2+0, 5×dа1+ у1+ δ + к1=
=2× (к1+ δ +у1) +0, 5×(dа1+ dа2)+ аω =475мм
приймаємо Lр=478мм
Нр≈ δ1+ у1+ dа2+ +t=8+20+302,32+34+20=390мм
Приймаємо Нр=392мм.
Перевірка міцності вала
9.1. Швидкісний вал.
Матеріал для виготовлення швидкісного валу Сталь 45 за [1, табл.. П3] при d<100мм
τв=820 МПа
τ-1 ≈0,43× τв =0,43×820 =352 МПа
9.2. Допустиме напруження згину при [n]=2,2; kδ =2,2 ; kр. зг. =1
9.3. Креслимо схему навантажень швидкохідного вала і будуємо епюри згинальних і крутячих моментів:
Визначаємо реакції опор у вертикальній площині YOZ від сил F2 і Fа:
∑Ма=− F2×а1 − Fа×0,5×d1+Yв×2× а1=0
∑Мb=−yа×2× а1− Fа×0,5×d1+ F2×а1=0
Визначаємо реакції опор згинальних моментів у характерних точках А,В,С :
у площині Y,O,Z
МА = МВ =0
МСлів.=YА×а1=2045×50×10-3=102, 25 Н·м
МСправ.=YВ×а1=1246×50×10-3=62, 3 Н·м
(М F2 Fа)max=62,3 Н·м
у площині Х,O,Z
МА = МВ =0
МС=ХА×а1=2045×50×10-3=102, 25 Н·м
МFt=102, 25 Н·м
Крутячий момент Т1=106,4 Н·м
9.4. Обчислюємо найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу С:
Визначаємо еквівалентне напруження і порівнюємо його значення з допустимим:
Тихохідний вал
Матеріал для виготовлення тихохідного вала сталь 35.
За [1, табл.. П3] при d<100мм τВ=510 МПа
τ-1≈0,43× τВ=0,43×510=290 МПа
9.7. Допустиме напруження згину при [n]=2,2; kδ=2,2; kр.зг.=1
Креслимо схему навантажень тихохідного вала і будуємо епюри згинальних і крутячих моментів:
Визначаємо реакції опор у вертикальній площині YOZ від сил F2 і Fа:
∑Ма=− F2×а2 − Fа×0,5×d2+Yв×2× а2=0
∑Мb=−yа×2× а2− Fа×0,5×d2+ F2×а2=0
Визначаємо реакції опор згинальних моментів у характерних точках А, С, В, :
у площині Y,O,Z
МА = МВ =0
МСлів.=YА×а2=−1558×47×10-3=73,22 Н·м
МСправ.=YВ×а2=3138×47×10-3=147,49 Н·м
(М F2 Fа)max=147,49 Н·м
у площині Х,O,Z
МА = МВ =0
МС=ХА×а2=2045×47×10-3=96,1 Н·м
МFt=96,1 Н·м
Сумарний згинальний момент у перерізі С
Крутячий момент Т1 Т2 =513,9 Н·м.
9.9.Обчислюємо
найбільші напруження згину і кручення
в перерізі С. Діаметр вала в небезпечному
перерізі
ослаблений шпонковою канавкою. До
розрахунку вводимо значення d,
менше на 8...10% від
.
Приймаємо d=60мм.
9.10. Перевіряємо міцність вала:
