3 Предварительный расчет валов редуктора

3 Предварительный расчет валов редуктора

3.1 Вал редуктора испытывает совместные действия изгиба и кручения, причем характер изменения напряжений повторно – переменный, поэтому основным расчетом валов является расчет на выносливость, но в начале расчета известен только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту. Изгибающие моменты М_и оказывается возможным определить лишь после разработки конструкции вала. Кроме того только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т. д.

Поэтому прежде надо сделать предварительный расчет валов, цель которого – определить диаметр выходного конца вала.

Расчет проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении:

τ_к ≤ [τ_к],

Выбираем материал для валов: ведущий вал – сталь 40Х, ведомый вал – сталь 45.

Диаметр выходного конца вала

[2, с.161]

где [τ_к] – допускаемое напряжение при кручении

Полученный результат округляем по ГОСТ 66З6 – 69 до ближайшего большего значения из стандартного ряда

[2, с.161]

Диаметр вала под подшипники

d_П = d_В + 2 · t, [3, с.37]

где t – высота буртика

Посадочный диаметр под колесо

d_К2 = d_П + 3,2 · r, [3, с.37]

где r – радиус галтели

3.2 Ведущий вал

[τ_к] = 25 МПа

d_в1=³√ *10³/ 0,2*25 = мм

Ведущий вал редуктора соединяется с валом двигателя с помощью муфты. Чтобы осуществить соединение валов стандартной муфтой, необходимо согласовать диаметр ведущего вала с валом двигателя. При этом должно выполняться соотношение

где d_дв – диаметр вала двигателя, для двигателя 4А 16 d_дв = мм [2, с.391]

d_В1 = 0,75 · d_дв,

d_В1 = 0,75 · = мм

Принимаем d_В1 = мм [2, с.161]

t = 2,5 мм [3, с.37]

d_П1 = + (2 · 2,5) = мм

Принимаем d_П1 = мм [2, с.161]

3.3 Ведомый вал

[τ_к] = 20 МПа

d_в2=³√ *10³/ 0,2*20 = мм

Принимаем d_В2 = мм [2, с.161]

t = 2,8 мм [3, с.37]

d_П2 = + (2 · 2,8) = мм

Принимаем d_П2 = мм [2, с.161]

r = 3 мм [3, с.37]

d_К2 = + (3,2 · 3) = мм

Принимаем d_К2 = мм [2, с.161]

4 Конструктивные размеры зубчатой пары

4.1 Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка l_ст ≈ b₁ = мм

Принимаем l_ст = мм

4.2 Колесо

Диаметр ступицы

d_ст = 1,6 d_К2, [2, с.233]

d_ст = 1,6 · = 96 мм

Принимаем d_ст = 96 мм

Длина ступицы

l_ст = (1,2 … 1,5) · d_К2, [2, с.233]

l_ст = (1,2 … 1,5) · = 72 … 90 мм

Принимаем l_ст = мм

Толщина обода

δ₀ = (3 … 4) · m, [2, с.233]

δ₀ = (3 … 4) · 3,5 = 10,5 … 14 мм

Принимаем δ₀ = 14 мм

Толщина диска

С = (0,1 … 0,17) · R_е, [2, с.233]

С = (0,1 … 0,17) · 172,8 = 17,28 … 29,4 мм

Принимаем С = мм

5 Размеры элементов корпуса и крышки

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки

δ = 0,05 · Rе + 1,

δ₁ = 0,04 · Rе +1, [2, с.241]

δ = (0,05 · 172,8) + 1 = 9,64 мм

Принимаем δ = 10 мм

δ₁ = (0,04 · 172,8) + 1 = 7,9 мм

Принимаем δ1 = 8 мм

5.2 Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки

5.2.1 Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 · δ,

b₁ = 1,5 · δ₁, [2, с.241]

b = 1,5 · 10 = 15 мм

b₁= 1,5 · 8 = 12 мм

5.2.2 Нижнего пояса корпуса

p = 2,35 · δ, [2, с.241]

p = 2,35 · 10 = 23,5 мм

Принимаем p = 24 мм

5.3 Диаметры болтов

5.3.1 Фундаментных

d₁ = 0,055 · Rе +12, [2, с.241]

d₁ = 0,055 · 172,8 + 12 = 21,5 мм

Принимаем болты с резьбой М24 [2, с.242]

5.3.2 Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

d₂ = (0,7 … 0,75) · d₁ [2, с.241]

d₂ = (0,7 … 0,75) · 24 = 16,8 … 18 мм

Принимаем болты с резьбой М20 [2, с.242]

5.3.3 Болтов, соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5 … 0,6) · d₁ [2, с.241]

d₃ = (0,5 … 0,6) · 24 = 12 … 14,4 мм

Принимаем болты с резьбой М12 [2, с.242]

Дата добавления: 2015-08-27