2.4. Эскизы технического предложения:

Вариант 1:

Вариант 2:

Вариант 3:

Выбранный в качестве базового вариант (номер варианта 3 ) обеспечивает наряду с минимальной металлоемкостью наименьшие габаритные размеры редуктора, необходимую плавность работы, а также выполнение условия смазываемости колес обеих ступеней.

Анализ полученных вариантов будем проводить, основываясь на следующих критериях:

• габаритные размеры редуктора;

• условный суммарный объём деталей передач;

Результаты расчёта передач привода

Параметры привода	Номер варианта расчёта
	1	2	3
Габаритные размеры передач редутора, L x B x H, мм3	356*121*205	352*120*275	352*121*270
Условный объём зубчатых колёс, см3	1121	1702	1524
Условный объём венца червячного колеса, см3	433	529	627

По результатам проведённых расчётов выбираем вариант №1. Выбор связан с тем, что данный вариант имеет минимальные габариты и минимальный условный объём колёс. Выбранный в качестве базового вариант обеспечивает наряду с минимальной металлоемкостью наименьшие габаритные размеры редуктора, необходимую плавность работы, а также выполнение условия смазываемости колес обеих ступеней.

Проектирование валов редуктора

3.1. Силовая схема редуктора

Рис. 3.1. Схема сил действующих на детали привода

4 .1. Проектный расчёт валов

Задачей данного раздела является предварительное определение диаметров валов редуктора. Допускается, что валы гладкие, круглые стержни, испытывающие только статическое кручение. Критерием при расчёте является статическая прочность.

Условие прочности:

где - допускаемое напряжение на кручение.

Принимаем: для быстроходного вала ₁=10 МПа;

для промежуточного вала ₂=20 МПа;

для тихоходного вала ₃= 30 МПа.

где Т – крутящий момент, Нмм;

W_к – момент сопротивлению кручению, мм³.

где d_в – диаметр вала, мм.

Выразим диаметр:

Определим диаметры валов:

• быстроходного вала (Т₁=37.2Нм):

Конструктивно увеличиваем диаметр вала. В данном случае диаметр входного конца вала – 24 мм и диаметр вала под подшипниками 7607 ГОСТ 333-79 примем равным 35 мм,

промежуточного вала (Т₂=501 Нм):

Диаметр входного конца вала подходит под подшипники (46310 ГОСТ 831-75) до 50 мм.

• тихоходного вала (Т₃=1100 Нм):

В соответствии с результатом расчётов принимаем диаметр вала под подшипниками (180213 ГОСТ 8338-75) равным 65 мм, и диаметр выходного конца вала – 60 мм.

4.2.Проверочные расчеты вала

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов

Определим реакции в опорах всех валов:

Вал быстроходный:

Проекция на плоскость XOY

Проекция на плоскость XOZ

Вал промежуточный:

Проекция на плоскость YOZ (с эпюрой изгибающего момента)

В месте расположения галтели момент равен:

Проекция на плоскость XOZ (с эпюрами изгибающего и суммарного моментов):

Суммарные моменты:

В месте расположения галтели момент равен:

В месте расположения галтели суммарный момент равен:

Вал тихоходный:

Проекция на плоскость YOZ

Проекция на плоскость XOZ

Запасы прочности в опасных сечениях

Цель расчета: Проверка прочности вала.

Критерий отказа: Усталостная поломка вала.

Критерий работоспособности: Величина запаса прочности вала в опасном сечении должна превышать нормативное значение запаса прочности.

Допущения: Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Вначеле наметим опасные сечения вала: сечение А-А- ослаблено шпоночным пазом, запрессованным зубчатым колесом; сечение Б-Б ослаблено галтелью.

Для осуществления дальнейших вычислений зададимся следующими допущениями: циклы напряжений принимают симметричными для напряжений изгиба, и отнулевыми для напряжений кручения.

Запишем основное условие, выполнение которого обеспечит гарантированную работоспособность валу

, где S – расчетный коэффициент запаса прочности; [S] – требуемое значение коэффициента запаса прочности; принимаем [S]=2.

Коэффициент запаса прочности S рассчитывается по формуле

, где , - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

, где - амплитуда нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в опасном сечении; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, при наличии осевой нагрузки ( )

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений при изгибе и кручении.

Поскольку в данном сечении три концентратора напряжения в расчет принимается тот, у которого больше . В нашем случае для расчета принимается запрессованное зубчатое колесо

- масштабный фактор,

-фактор шероховатости поверхности,

- коэффициенты , корректирующие влияние постоянной составляющей цикла на сопротивление усталости, зависят от механических свойств материала ( для среднеуглеродистых сталей).

По эпюрам изгибающих моментов и крутящему моменту можно сказать, что наиболее опасными являются сечение под червячным колесом и сечение с галтелью. Запасы прочности будем определять именно в этих сечениях.

Материал вала – сталь 40Х;

;

Пределы выносливости:

.