Выполним первую эскизную компоновку
Для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Посередине листа параллельно длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии 
.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор между ступицей шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм; б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ = 8мм. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии.
[2. П3, с.392]
| Условное обозначение подшипников | d | D | B | Грузоподъемность, кН | |
| Размеры, мм | C | Co | |||
| 14,5 | 6,95 | ||||
| 25,5 |
Для смазки подшипников выберем пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки и её вымывания устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина y = 12 мм
Измерением находим расстояние:
на ведущем валу l1 = 55мм
на ведомом валу l2 = 55мм
окончательно принимаем l1 = l2 = 55мм
Ведущий вал
из предыдущих расчетов имеем:
Ft = 1409 H; Fr = 583 Н
/>/> 
Реакции опор в горизонтальной плоскости
RAX = RBX = Ft / 2 = 1409 / 2 = 704,5 Н
Реакции опор в вертикальной плоскости
RAY = RBY = F2 / 2 = 513 / 2 = 256,5 Н
Суммарные реакции
= 749,7 Н
Строим эпюру My
My = RAX ∙ l1 = 749,7 ∙ 0,055 = 41,2 Нм
Строим эпюру Mx
Mx = RAY ∙ l1 = 256,5 ∙ 0,055 = 14,1 Нм
Строим эпюру Mk
Mk = Т1 = 54,6 Нм
Эквивалентная нагрузка
Рэ = v ∙ RA ∙ kσ ∙ kт
где радиальная нагрузка:
RA = 584 Н
осевая нагрузка:
Fa = 0
V = 1,0 – вращается внутреннее кольцо
[2. Т. 9.18, с.212]
Kσ = 1,0 коэффициент безопасности [2. т. 9.19, с.214]
Кт = 1,05 температурный коэффициент [2. т. 9.20, с.214]
Pэкв = 786 Н
Расчетная долговечность, млн. об
[2, 9.1, с.211]
Расчетная долговечность, ч
Минимальная допускаемая долговечность подшипника 10000 ч. Расчетная долговечность превышает это значение.
[2. C.307]
Ведомый вал:
реакции опор
RCX = RDX = RAX = 704,5 Н
RCY = RDY = RAY = 256,5 Н
Суммарные реакции:
749,7 Н
Строим эпюру Mx
Mx2 = RAY ∙ l1 = 256,5 ∙ 0,055 = 14,1 Нм
Строим эпюру My
My2 = RAX ∙ l1 = 749,7 ∙ 0,055 = 41,2 Нм
Строим эпюру Mk
Mk = Т2 = 160 Нм
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = 786 Н
Расчетная долговечность:
млн. об
Расчетная долговечность, ч
Расчетная долговечность Lh = 75 ∙ 103 ч превышает минимально допустимую долговечность самого редуктора Lh = 36 ∙ 103 ч
Подбор и проверка шпонок
Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Размеры сечений и длины шпонок по ГОСТ 23360 – 78
[2, т. 8.9, с.169]
Напряжения смятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия
при стальной ступице:
[σсм] = 100 ÷ 120 МПа
Ведущий вал:
¾ Выходной конец вала:
d = 22 мм; b×h× l = 6×6×40 мм; t1 = 3,5мм;
[2. т. 8.9, с.169]
¾ Сечение под шестерней:
d = 30 мм; b×h× l = 8×7×35мм; t1 = 4мм;
[2. т. 8.9, с.169]
Ведомый вал:
¾ Сечение под колесом:
d = 40 мм; b×h× l = 12×8× 40мм; t1 = 5 мм;
¾ Шпонка на выходном валу:
d = 32 мм; b×h× l = 10×8× 40мм; t1 = 5 мм;
Прочность обеспечена, так как рабочие напряжения во всех сечениях меньше допускаемого 
Расчет вала на усталость
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому циклу.
Прочность соблюдена при S ≥ [S]. Расчет ведем для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
материал вала тот же, что и для шестерни – сталь 45, термообработка,
нормализация, σв = 780МПа
[2. т. 3.3, с.34]
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:
σ-1 = 0,43∙ σb = 0,43 ∙ 780 = 335 МПа
Предел выносливости отнулевом цикле касательных напряжений:
τ-1 = 0,58 ∙ σ-1 = 0,58 ∙ 335 = 193 МПа
Сечение под серединой шестерни
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений 
;
[2. т. 8.5, с.165]
- масштабный фактор для нормальных напряжений 
;
[2. т. 8.8, с.166]
- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба 
;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, при отсутствии осевой нагрузки на вал 
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления изгибу:
Принимаем:
Kτ = 1,7 [2. т. 8.5, с. 165]
ετ = 0,77 [2. т. 8.8, с. 166]
ψτ = 0,1 [2, с. 166]
Момент сопротивления кручению:
Результирующий коэффициент запаса прочности
Ведомый вал:
материал вала – сталь 45 – нормализованная
σв = 570 МПа [2. т. 3.3, с. 34]
Пределы выносливости
σ-1 = 0,43 ∙ 570 = 245 МПа
τ-1 = 0,58 ∙ 246 = 142 МПа
Сечение под серединой колеса. Диаметр вала в этом сечении 45мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Определяем коэффициенты:
Кσ = 1,6 МПа; Еσ = 0,85;
Кτ = 1,5 МПа; Еτ = 0,73; ψτ = 0,1
[2. т. 8.5, 8.8, с. 166]
Момент сопротивления кручению:
Момент сопротивления изгибу при d = 40 мм; b = 12 мм; t1 = 5 мм
Амплитуда и нормальное напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение σm = 0
Запас прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
