Расчет редуктора прямозубого (стр. 5 из 6)

Проверка: ΣХ_i = – R_Аx + F_t2 – R_Вx = – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.3.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 240 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – L_h = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры B, как наиболее нагруженной

Радиальная реакция F_r = R_B = 1467,7 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу по формуле (29)

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30)

Т.к. С_тр < С_r, то предварительно выбранный подшипник подходит.

7 Проверочный расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [σ_см] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

(31)

где l_р – рабочая длина шпонки;

Быстроходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t₁ = 4 мм;

Тихоходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t₁ = 4 мм;

Тихоходный вал, d = 38 мм шпонка 10×8×36, t₁ = 5 мм;

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

8 Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M_х”

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “M_y”

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Строим эпюру крутящих моментов “T”

Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов

8.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s > [s] = 2,5.

Исходные данные:

– Материал вала сталь 45 улучшенная;

– предел прочности σ_в = 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψ_σ = 0; ψ_τ = 0;

Расчет ведем для сечения вала B (рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 35 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

(32)

где k_σ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

ε_σ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k_σ/ε_σ = 3,38;

β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β = 0,97;

σ_а – амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σ_m – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σ_m = 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

(33)

где М_и – изгибающий момент в расчетном сечении, М_и = 68,9 Н∙м;

W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

(34)

;

;

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

(35)

где k_τ – коэффициент концентрации напряжений кручения;

ε_τ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k_τ/ε_τ = 2,43;

τ_а – амплитуда напряжений кручения, МПа;

τ_m – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

(36)

где Т – крутящий момент в расчетном сечении, Т = 69,1 Н∙м;

W_p – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

(37)

;

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения

(38)

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

9 Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11

Таблица 11 – Посадки основных деталей передач

Соединение	Посадка
Зубчатые колеса на вал	H7 p6
Распорные кольца	H8 k6
Мазеудерживающие кольца на вал	H7 k6
Сквозные крышки подшипников в корпус	H7 h8
Глухие крышки подшипников в корпус	H7 d9
Полумуфта на вал	H7 n6
Звездочка на вал	H7 h6
Внутренние кольца подшипников на вал	L0 k6
Наружные кольца подшипников в корпус	H7 l0
Манжеты на вал	отклонение вала h11

10 Смазка и сборка редуктора

10.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σ_Н до 600 МПа и окружной скорости колес u до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10^-6 мм²/с. Принимаем масло И–Г–А–32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.