Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический

Между торцами  подшипников и внутренней полостью корпуса располагаем маслоудерживающие  кольца (см. рис. П.5); их торцы должны выступать внутрь корпуса редуктора  на 1÷2 мм, поэтому они будут играть одновременно и роль маслоотбрасывающих колец.

Вычерчиваем крышки подшипниковых узлов с уплотнительными прокладками толщиной ≈1 мм и болтами. В крышках прочерчиваем уплотнения манжетного типа для удержания жидкого масла.

Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении  предусматриваем с одной стороны  буртик, а с другой – устанавливаем распорную втулку.  
 
 
 
 
 
 
 

      7. Расчет валов  редуктора на статическую прочность с учетом нагрузки от ременной передачи. 
 
 

     Данный  этап расчета валов базируется на тех разделах курса сопротивления материалов, в которых рассматривается неоднородное напряженное состояние; при этом действительные условия работы вала заменяются условными, что приводит к созданию упрощенных расчетных схем. При переходе от реальной конструкции вала к расчетной схеме допускаем схематизацию нагрузок, опор и формы вала, вследствие чего этот расчет также будет приближенным. Расчетные нагрузки, в отличие от действительных, рассматриваем как сосредоточенные, при этом собственным весом валов и расположенных на них деталей пренебрегаем. Подшипниковые узлы заменяем шарнирно-неподвижной (А) и шарнирно-подвижной (В) опорами. Расчетные схемы быстроходного и тихоходного валов редуктора показаны на  рис. П.7.2. Расчет валов приведен ниже.

       
 

Рис. П.7.1. Типовая схема компоновки зубчатой цилиндрической передачи

  в корпусе одноступенчатого редуктора 
 
 
 
 
 
 
 
 

Таблица П.7.1

Линейные  размеры деталей и узлов редуктора, определяемые на этапе

предварительного  расчета и проектирования валов (к схеме на рис. П.7.1) 

     

     Пункты  требуют согласования расчетных  значений со стандартным рядом нормальных линейных размеров.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 

8. Определение действительного  коэффициента запаса прочности тихоходного вала.

8.1. Быстроходный вал

Исходные  данные: ; нагрузка  на вал от ременной передачи

Силы  в зацеплении:

Длины участков вала (см. табл. 8.1): а = 66 мм,  в = с = 47 мм; диаметр делительной окружности шестерни 92,5 мм, поэтому               

1.Составляем  расчетную схему (см. рис. П.8.1,а)  и определяем реакции в опорах  вала от сил, действующих в  горизонтальной плоскости (условно):

а)

: 

б)

: 

Проверка: :      

2. Построение  эпюры изгибающих моментов.   Изгибающие моменты:

– под  опорой А:

– под  шестерней (слева от плоскости действия момента  )

– под  шестерней (справа): 

По  этим данным строим эпюру М_и^гор   (см. рис. П.8.1,г).

3.Определение реакций в опорах вала от сил, действующих в вертикальной плоскости.

Вследствие  симметричного расположения шестерни относительно опор вала

,

а изгибающий момент под шестерней: .

Далее, строим эпюру изгибающих моментов М_и^вер   (см. рис. П.8.1,е).

4. Результирующие  изгибающие моменты:

– под  опорой А:

– под  шестерней: 

Поскольку диаметр вала под подшипником (см. табл. П.8.1) 35 мм меньше  диаметра вала под шестерней

( 41 мм), проверим на статическую прочность оба сечения. Материал вала-шестерни – сталь 45 ( 440 МПа). Эквивалентные моменты в соответствующих сечениях вала (по четвертой теории прочности):

,

5. Расчет  вала на статическую прочность.  Условие прочности вала на  изгиб

,

 где  ,       ,

2,0 (см. табл. П.1); поэтому

,

Условие статистической прочности выполняется. Теперь необходимо определить реакции  в опорах вала, которые потребуются  при расчете подшипников на долговечность:

,    . 
 

8.2. Тихоходный вал

Исходные  данные:

.

Длины участков валов (см. табл. П.4.1):

1. Составляем  расчетную схему (см. рис. П.8.1,а)  и определяем реакции в опорах  вала от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

а)

:     откуда находим

б)

:       откуда

Проверка  :  ;       0 – 337,5+ 337,5= 0.  

2.Определение  изгибающих моментов в различных  сечениях вала.

Изгибающий  момент под колесом:

слева от плоскости действия момента  М_а2:

а справа от неё  –   .

По  этим данным строим эпюру М_и^гор   (см. рис. П.8.1,г).

3. Определяем  реакции в опорах вала от  сил, действующих в вертикальной  плоскости. 

Вследствие  симметричного расположения шестерни относительно опор вала

,

а изгибающий момент в сечении под колесом: 

Далее, строим эпюру изгибающих моментов М_и^вер   (см. рис. П.8.2,е).

4. Результирующий  изгибающий момент в сечении  вала под колесом:

Максимальный  эквивалентный момент в этом сечении:

.

5. Расчет  вала на статическую прочность. 

Условие прочности вала на изгиб прежнее

,

однако  здесь  – осевой момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночным пазом. Размеры призматической шпонки и шпоночного паза (см. табл. П.13) для мм: мм²,  мм. Материал вала – нор-мализованная сталь 45 с пределом текучести МПа (см. табл. П.8.1.).  При  К_П = 1,8  и

               

      ,

поэтому условие статической прочности  вала выполняется.

6. Реакции  в опорах вала:

т.е. и для этого вала условие статистической прочности выполняется.  

Рис.П.8.1. Схемы к расчету быстроходного (слева) и тихоходного (справа) валов 
 
 
 

8.3. Расчет валов  на выносливость 

Расчет  валов на выносливость выполняется  как проверочный с целью определения  действительного коэффициента запаса прочности этих валов. Расчет проводят по многим (условным) сечениям вала, однако опасным считается то, для которого коэффициент запаса прочности имеет наименьшее значение: оно может не совпадать с сечением вала, где действуют наибольшие крутящий  или изгибающий моменты. Поэтому проверять необходимо несколько сечений и для каждого из них должно соблюдаться условие

,

где в качестве минимально допустимого  значения принимают 1,7. Однако, с учетом повышенных требований к жесткости редукторных валов, рекомендуется принимать . Общий коэффициент запаса прочности определяется по формуле

,

где и – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно; их значения находят по зависимостям:

 и  ,

в которых  и – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений изгиба и кручения: для валов из углеродистой стали 0,43 ,

а из легированной –  ,  при этом ;

 и  – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении: определяются по табл. П.14 и П.15 для валов с галтельными переходами и напрессованными деталями (например, подшипниками качения), а для концентраторов напряжений в виде шпоночного паза при σ_в = 500…1000 МПа их значения принимают [3] равными: »1,5…2,0 и »1,4…2,1;

 – масштабный фактор, зависящий  от диаметра d вала в опасном сечении; для валов из углеродистых и легированных сталей при кручении ( ) и легированных при изгибе ( ) его значение определяется по формуле (для d ³ 20 мм)