В е д у щ и й в а л (рис. 3). Имеем: Ft =2807 H, Fr =1036 H,
Fa =480 H, ℓ1 =69 мм, d1ш/2=23 мм.
Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала
Определяем реакции опор:
- в плоскости xz
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1-2-3
∑ Мy1 = 0
∑ Мy3 = Rx1 ℓ1 = 
∑ Мy3 = Rx2 ℓ1 = 
∑ Мх2 = 0
- в плоскости yz
Ry1 = (0,5/ℓ1) (Fr ℓ1 + Fa 0,5 dш1) = 
Ry2 =(0,5/ℓ1) (Fr ℓ1 - Fa 0,5 dк2) = 
Проверка: Ry1 + Ry2 - Fr = 0 598+438-1036=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1-2-3
∑ Мх1 = 0
∑ Мх3 = -Ry1 ℓ1 =- 
∑ Мх3 = -Ry2 ℓ1 =- 
∑ Мх2 = 0
Строим эпюру крутящих моментов
Мкр = Мz = Т1 =65,5 Нм
Суммарные реакции:
Сравниваем наибольшую расчетную нагрузку с табличной грузоподъемностью С подобранного подшипника. Необходимое условие
Pr(1-2) ≤ С
Характеристика подшипника - радиальный шариковый №308:
d =40 мм, D =90 мм, B =23 мм, C =41 kH, C0 =22,4 kH.
Определяем отношение
Отношение 
;
этой величине соответствует е=0,205 (п.1. табл. 9.18)
Отношение 
.
по табл.9.18[1] X = 0,56; Y =2,15.
Значит, эквивалентную нагрузку необходимо определить по формуле
Рэ = (XV Pr1 +Y Fa)Kб КТ, [ п.1, формула 9,3 ]
где: X – коэффициент радиальной нагрузки (п.1, табл 9.18) = 0,56;
Y – коэффициент осевой нагрузки (п.1, табл 9.18) =2,15;
V – коэффициент; при вращении внутреннего кольца = 1;
Kб – коэффициент безопасности (п.1, табл 9.19) = 1,4;
КТ - коэффициент температурный (п.1, табл 9.20) = 1.
Рассчитываем долговечность подшипников
Lh = (106 / 60 n) (C / Рэ)3 ч.
ч
Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную
10000 ч.
В е д о м ы й в а л. (рис. 4) несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Ft =2807 H, Fr =1036 H, Fa =480 H, ℓ2 =70 мм, dк2/2=117 мм.
Рис. 4. Расчетная схема ведомого вала.
Определяем реакции опор:
- в плоскости xz
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1-2-3
∑ Мy5 = 0
∑ Мy7 = -Rx5 ℓ2 = 
∑ Мy7 = -Rx6 ℓ2 =
∑ Мх6 = 0
- в плоскости yz
Ry6 = (0,5/ℓ1) (Fr ℓ1 + Fa 0,5 dк1) = 
Ry5 =(0,5/ℓ1) (Fr ℓ1 - Fa 0,5 dк2) = 
Проверка: Ry5 + Ry6 - Fr = 0 919+117-1036=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1-2-3
∑ Мх5 = 0
∑ Мх7 = Ry5 ℓ2 = 
∑ Мх7 = Ry6 ℓ2 = 
∑ Мх6 = 0
Строим эпюру крутящих моментов
Мкр = Мz = Т2 =327,5 Нм
Сравниваем наибольшую расчетную нагрузку с табличной грузоподъемностью С подобранного подшипника. Необходимое условие
Pr(5-6) ≤ С
Характеристика подшипника - радиальный шариковый №309.
d =50 мм, D =110 мм, B =27 мм, C =65,8 kH, C0 =36 kH.
Отношение 
, при таком отношении осевые нагрузки не учитываются.
Значит, коэффициенты X=1 и Y=0, а эквивалентная нагрузка
Рассчитываем долговечность подшипников
ч
Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную 10000 ч.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Параметры шпонки подобраны по диаметрам валов (п.1, табл. 8.9).
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22 [ 1 ])
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице 
=100...120 МПа, при чугунной =50...70 МПа.
При d=32 мм; 
мм; t1=5 мм; длине шпонки l=40 мм
При d=42 мм; 
; t1=5 мм; длине шпонки l=56 мм
При d=55 мм; 
; t1=6 мм; длине шпонки l=63 мм
Уточненный расчет валов.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при
s > [s].
В е д у щ и й в а л (рис. 3). Материал – сталь 40Х, термическая обработка - улучшение. По (п.1, таблице 3.3) при диаметре заготовки до 120 мм среднее значение σв = 930 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ- 1 ≈0,43σв=0,43∙930 = 403 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
τ-1 ≈0,58σ- 1=0,58∙403 = 234 МПа
Сечение А –А. Это сечение при передаче вращающего момента от ременной передачи через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
sτ = τ-1 / (кτ τυ / ετ + ψτ τm ),
где: кτ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем
=1,9. [п.1, табл.8,5]
τυ – амплитуда отнулевого цикла;
τm – среднее напряжение отнулевого цикла;
ετ – масштабный фактор для касательных напряжений, принимаем
ετ =0,76 [п.1, табл.8,8]
ψτ – коэффициент [п.1, стр.166]
τυ = τm = 0,5 τmax =0,5 Т1 / Wk нетто,
где: Wk нетто – момент сопротивления кручению.
Wk нетто = (πd3 / 16) – [bt1 (d – t1)2 / 2 d ] [п.1, табл.8,5]
где: d -диаметр вала в месте посадки шпонки;
b – ширина шпонки;
t1 – глубина паза вала.
При d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям. Изгибающий момент в сечен А–А отсутствует (рис. 3), поэтому нет и нормальных напряжений. Результирующий коэффициент запаса прочности s = sτ =16.
В е д о м ы й в а л (рис. 4).
Материал вала – сталь 45 нормализованная; σВ = 570 МПа (п.1, табл. 3,3).
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ- 1 ≈ 0,43σв =0,43∙570=246 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
τ-1 ≈ 0,58σ- 1 =0,58∙246 =142 МПа
Сечение А – А. Диаметр вала d =55 мм в этом сечении А -А, крутящий момент
Т2 =327,5 Нм. _________
Изгибающий момент М А-А = √М2Г + М2В,
где: МГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, (рис. 4);
МВ - изгибающий момент в вертикальной плоскости, (рис. 4).
М А-А = 
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
где: кτ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряже -
ний, принимаем =1,5 [п.1, табл.8,5]
τυ – амплитуда отнулевого цикла;
τm – среднее напряжение отнулевого цикла;
ετ – масштабный фактор для касательных напряжений, принимаем
ετ =0,69 [п.1, табл.8,8]
ψτ – коэффициент [п.1, стр.166]
τυ = τm = 0,5 τmax =0,5 Т1 / Wk нетто,
где: Wk нетто – момент сопротивления кручению.
Wk нетто = (πd3 / 16) – [bt1 (d – t1)2 / 2 d ] [п.1, табл.8,5]
При d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
sσ = σ- 1 / (кσ συ / εσ + ψσ σm),
где: кσ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, принимаем =1,6 [п.1, табл.8,5]
συ– амплитуда цикла нормальных напряжений;
σm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений, = 0.
εσ – масштабный фактор для нормальных напряжений, принимаем
εσ =0,81 [п.1, табл.8,8]
ψσ – коэффициент, принимаем=0 [п.1, стр.164]
συ = М А-А / W нетто,
где: W нетто –момент сопротивления сечения изгибу.
W нетто = (πd3 / 32) – [bt1 (d – t1)2 / 2 d ] [п.1, табл.8,5]
При d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм
Результатирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А
Во всех сечениях s > [s] = 2,5. [п.1, стр. 162]
9. Подбор посадок для сопрягаемых поверхностей
Посадки подшипников:
Внутреннее кольцо на валу – к6
Внешнее кольцо в корпусе Н7
Установка на валу:
Колеса и шестерни устанавливаются с посадкой Н7/р6.
Для предотвращения смещения на валу колеса и шестерни предусмотрены бортики и установлены дистанционные втулки посадкой Н9/d9.
Для установки шпонок на колесах для шпонок выбирают переходную посадку P9/h9.
Крышки подшипников:
Наружный диаметр – посадка Н7/h7.
Муфта на валу:
Для обеспечения надежного зацепления выбираем посадку Н7/m6.
10. Выбор сорта масла
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 12 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: Vм = 0,25×6,85»1,7 дм3.
11. Сборка редуктора
Перед сборкой редуктора полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
На ведомый вал насаживают кольца и шарикоподшипники, предварительно нагрев в масле до 80¸1000С;
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагрев в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают крышки подшипников с комплектом регулировочных колец. Перед установкой сквозных крышек закладывают сальники. Надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов. Затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.
Далее на концы валов закладывают шпонки и устанавливают элементы консольных передач.
После сборки: проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем через смотровое окно заливают в корпус масло до уровня и закрывают смотровое отверстие крышкой и закручивают болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническим условием.
Список литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Высшая школа, 1991.- 432 с.
