Ведущий вал-шестерня:
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при допускаемом напряжении [t]k=20 МПа:
; (40)
Принимаем dв1=35 мм.
Диаметр подшипниковых шеек dп1=45 мм.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца ведомого вала по расчету на кручение:
Принимаем dв2=60 мм.
Диаметр подшипниковых шеек dп2=70 мм.
Диаметр вала под зубчатое колесо dк2=80 мм.
Конструктивные размеры зубчатых колес
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Диаметр ступицы колеса:
dст=1,6dк2=1,6×80=128 мм.
Длина ступицы колеса:
Lст2=(1,2¸1,5) dк2=(1,2¸1,5) 80=96¸120 мм.
Принимаем Lст2=100 мм.
Толщина обода:
d0=(2,5¸4)mn=(2,5¸4)×2,5=6,25¸10 мм;
принимаем d0=10 мм.
Толщина диска:
С=0,3b2=0,3×90=27 мм.
Принимаем C=28 мм.
Размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок корпуса:
d=0,025аw+1;
d=0,025×224+1=6,6 мм.
Принимаем d=8 мм.
Толщина стенок крышки:
d1=0,02aw+1;
d1=0,02×224+1=5,48 мм.
Принимаем d1=8 мм.
Толщина фланцев:
верхнего пояса корпуса b=1,5d=1,5×8=12 мм;
пояса крышки b1=1,5d1=1,5×8=12 мм;
нижнего пояса корпуса р=2,35d=2,35×8=19 мм;
принимаем р=20 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных
d1=(0,03¸0,036)aw+12;
d1=18,72¸20,064 мм.
Принимаем болты с резьбой М20.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(0,7¸0,75)d1=14¸15 мм.
Принимаем болты с резьбой М16.
Соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5¸0,6)d1=10¸12 мм.
Принимаем болты с резьбой М12.
Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Расстояние между серединой подшипника и серединой шестерни:
l1=105 мм.
Расстояние между серединой подшипника и серединой шкива:
l2=60 мм.
Реакции опор в вертикальной плоскости
R1у= R2y= Ft / 2= 4393 / 2 = 2196,5 Н.
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Мxш= R1y×l1= 2196,5×0,105=230 Н×м;
Реакции опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: –Fr – R1x+R2x–FВ = – 1647 – 438 + 4265 – 2180=0.
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
Муп справа =FB×l2 =2180×0,14 =305 Н×м.
Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с шкива ременной передачи на шестерню редуктора:
Мкр=Т1=164 Н×м.
Суммарные реакции:
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 309 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=45 мм; D=100 мм; В=25 мм; С=52,7 кН. [1, c.394]
В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:
V=1; Ks=1,3; KT=1 [1, c.214].
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры:
Рэ=V Pr2 Ks KT; (43)
Рэ=1×4797×1,3×1=6237 H.
Расчетная долговечность выбранного подшипника:
(44)
(45)
Условие Lh=10000 часов <Lh1=24500 часов выполнено, подшипник пригоден.
Ведомый вал
Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса:
l2=105 мм.
Реакции опор в вертикальной плоскости:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Мxк=R3y×l2=2196,5×0,105=230 Н×м.
Реакции опор в горизонтальной плоскости:
Проверка: Fr–R3x+R4x=1647 – 1783 + 136 = 0.
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса редуктора на муфту:
Мкр=Т2=793 Н×м.
Суммарные реакции:
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 214 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=70 мм; D=125 мм; В=24 мм; С=61,8 кН. [1, c.394]
В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:
V=1; Ks=1,3; KT=1 [1, c.214].
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (43):
Рэ=1×2829×1,3×1=3678 H.
Расчетная долговечность выбранного подшипника по формулам (44) и (45):
Условие Lh=20000 часов <Lh1=962670 часов выполнено, подшипник пригоден.
Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S].
Ведущий вал
Материал вала-шестерни – Сталь 45, нормализованная, sВ=570 МПа.
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43sВ=0,43×570=245 МПа.
Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58×245=142 МПа.
Сечение под шкивом.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т1=164 Н×м.
Момент сопротивления кручения нетто сечения вала:
(46)
Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
(47)
Находим значения коэффициентов [1, с.165-166]:
Кt=1,6; et=0,8; y=0,1.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(48)
Следовательно, прочность вала обеспечена.
Ведомый вал
Материал вала – Сталь 45, нормализованная, sВ=570 МПа.
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43sВ=0,43×570=245 МПа;
при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58s-1=0,58×245=142 МПа.
Сечение под муфтой. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т2=793 Н×м.
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала:
Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
Находим значения коэффициентов:
Kt=1,5; et=0,8; yt=0,1.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Сечение под зубчатым колесом. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающие моменты:
Mx=230000 Н мм;
My=187000 Н мм.
Суммарный изгибающий момент в сечении:
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала:
Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала:
(49)
Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
Амплитуда симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала:
(50)
Находим значения коэффициентов:
Kt=1,5; yt=0,1; Ks=1,6; es=0,86.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(51)
Результирующий коэффициент запаса прочности:
(52)
Выбор и расчет муфты
Так как применяемые муфты фланцевые, то проверяем болтовое соединение на срез. При расчете болтового соединения учитываем, что половина общего числа болтов устанавливается в отверстия без зазора, поэтому достаточно проверить только их.
Ведомый вал
Определяем расчетный крутящий момент [1, с.278]:
Тр=К Т1=793000×1,2=951600 Н мм,
где К=1,2 – коэффициент, учитывающий условия работы [1, с.272].
Определяем окружную силу, приходящуюся на один болт:
Ft= 
(53)
где D0 – диаметр окружности расположения болтов,
z – число болтов, поставленных без зазора.
Проверяем болты на срез по условию прочности [1, с.272]:
(54)
где dб=10 мм – диаметр болта.
Условие tср<[tср] выполнено, так как [tср]=(0,2-0,3)sв=60-90 МПа,
где sВ=300 МПа – предел текучести материала болтов.
