Кинематическая схема редуктора

R_DГ= 1373,8

М_2г=R_DГ∙а₂=1373,8∙68∙10^-3=93,4 Н∙м

4.2.2.3 Суммарные значения

R_2max=R_D= 2285,6 Н

М₂= 155,4 Н∙м 

4.3. Уточненный расчет валов

4.3.1 Быстроходный вал

Материалом вала является материал шестерни, т. е. сталь 45 с термообработкой улучшение. Предел прочности определяется диаметром заготовки вала, который является диаметром окружности вершин зубьев шестерни

d_a1 ≈ d_w1 + 2m = 79,33 + 2∙3 = 85,33 мм;

σ_в = 780 [1, с.34, т. 3.3]

S = S_τ = , где:

τ_-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

τ_-1 = 0,58∙σ_-1;

σ_-1 = 0,43∙σ_в = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

τ_-1 = 0,58∙335,4 = 194,532 МПа;

K_τ – коэффициент концентрации напряжения,

K_τ = 1,7 [1, с. 165, т. 8.5];

ε_τ – масштабный фактор,

ε_τ = 0,75 [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94 [1, с. 162];

τ_V – амплитуда цикла напряжения, МПа;

τ_m – среднее значение цикла напряжения, МПа; 

τ_V = τ_m = = =

τ_V= 7,98 МПа

ψ_τ – коэффициент чувствительности материала,

 ψ_τ = 0,1 [1, с. 166];

S = S_τ = 9,7 > [S]=3,3

4.3.2 Тихоходный вал

Выбираем для  вала сталь 45 с термообработкой улучшение.

Диаметр заготовки  d_5Т = 80 мм

σ_в = 780 МПа [1, с. 34, т. 3.3]

d_4Т = 70 мм

S = , где:

S_σ – запас прочности по нормальным напряжениям;

S_τ – запас прочности по касательным напряжениям

S_σ =

σ_-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

σ_-1 = 0,43∙σ_В = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

K_σ – коэффициент концентрации напряжения,

K_σ = 1,8 [1, с. 165, т. 8.5];

ε_σ – масштабный фактор,

ε_σ = 0,76 [1, с. 166, т. 8.8];

β –  фактор поверхности,

β = 0,94 [1, с. 162];

σ_V – амплитуда цикла напряжения, МПа

σ_V = =

σ_V= 4,53МПа

ψ_σ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла,

ψ_σ = 0,2 [1, с. 166];

σ_m – среднее значение цикла напряжения,

σ_m= 0,17 МПа 

S_τ= 29,3

S = S_τ =

d_a2=d_w2+2∙m=280,67+2∙3=286,67 мм

σ_в = 690 [1, с.34, т. 3.3]

τ_-1 = 0,58∙σ_-1;

σ_-1 = 0,43∙σ_в = 0,43∙690 = 296,7 МПа;

τ_-1 = 0,58∙296,7 = 172 МПа;

τ_V = τ_m = = =

τ_V= 3,7 МПа

K_τ = 1,6 [1, с. 165, т. 8.5];

ε_τ = 0,65 [1, с. 166, т. 8.8];

β = 0,94 [1, с. 162];

ψ_τ = 0,1 [1, с. 166];

S_τ= 17,09 

S = 14,7 > [S]=3,3 
 

5. Расчет шпоночных  соединений

5.1 Быстроходный вал

Примем муфты  МУВП [1, c. 277, т. 11.5]

d_1Б=36 мм

[Т]=250 н∙м > Т₁=148,9 н∙м Тип I исполнение 2

 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

   мм

   =45-10=35 мм

где T₁ - момент сопротивления на быстроходном валу, Н×м

d_1Б - диаметр

h - высота шпонки, мм

l_p - рабочая длина шпонки, мм

t₁ - глубина шпоночного паза на валу, мм

    σ_см= 78,8 МПа < [σ_см]=100 МПа 

5.2 Тихоходный вал

5.2.1 Шпоночные соединения на хвостовике

Выбираем муфту [1, c. 277, т. 11.5] Муфта МУВП

[Т]=710 н∙м,  Т₂=512,7 н∙м Тип I исполнение 2

L_1T=82 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

 мм

мм

σ_см= 86,3 МПа < [σ_см]=100 МПа 

5.2.2 Шпоночные соединения  на ступице колеса

    d_4T=70 мм

l_4T=b_w2=71 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

b=20 мм,   h=12 мм,   t₁=7,5 мм,     t₂=4,9 мм

l=l_4T-10…15=61…56=60 мм

l_p=l-b=60-20=40 мм

    σ_см= 81,38 МПа < [σ_см]=100 МПа 

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор

6.1 Быстроходный вал

Подшипник шариковый  радиальный однорядный N 210

c=35,1 кН   c₀=19,8 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h= ≥ L_hmin,

где n₁ - частота вращения быстроходного вала,

n₁=277,07 об/мин

c - динамичная  грузоподъемность подшипника, с=35,1 кН

m – показатель степени

m=3 (подшипники шариковые)

L_hmin – минимальная теоретическая долговечность;

L_hmin=10000 часов

p - эквивалентная  динамичная нагрузка, кН

P = K_б ∙K_Т (X∙V∙F_r + Y∙F_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б– коэффициент безопасности

K_б =1,4 [1, с.214, т.9.19];

K_Т - температурный коэффициент,

K_Т=1 [1, с.214, т.9.20]

V – коэффициент кольца

V=1 (вращается внутреннее кольцо)

F_r – радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник; н

F_r=R_A=R₁=2026,6 H=2 кН

F_a – осевая нагрузка на подшипник, кН

F_a = F_a1=676,18 Н=0,67 кН

X, Y [1, с.212, т.9.18]

0,034   0,335 

X=0,56 Y=1,99

P = 1,4∙ 1∙ (0,56∙1∙2+ 1,99×0,67)=3,43 кН

L_h = ∙ = 64400 часов > L_{h min}

6.2 Тихоходный вал

Подшипник шариковый  радиальный однорядный N 213

c=56 кН   c₀=34 кН

L_h= ≥ L_hmin, 
 

n₁=277,07 об/мин

m=3

P = K_б ∙K_Т (X∙V∙F_r + Y∙F_a)

F_r=R_D=R₂=2285,6 H=2,2 кН

F_a = F_a1=676,18 Н=0,67 кН

V=1

0,3    0,019 

X=0,56 Y=1,99

K_Т=1 [1, с.214, т.9.20]

K_б =1,4 [1, с.214, т.9.19];

P = 1,4∙ 1∙ (0,56∙1∙2,2+ 1,99×0,67)=3,59 кН

L_h = ∙ = 228279 час > L_{h min}

7. Расчет элементов корпуса редуктора

7.1. Расчет глубины  подшипниковых гнезд.

[1 с 240 рис. 10.18 вид к]

l₂=K₂+δ+4

где  d - толщина стенки основания корпуса редуктора, мм

C_i, K_i [1, с.242, т. 10.3]

В редукторе  имеется 3 группы болтов:

• фундаментные болты ;
• болты , установленные в подшипниковых гнездах;
• фланцевые болты

= 0,025 + 1 8,

=0,025×a_w+1=0,025×180+1=5,5 мм   =6 мм

d₁=0,036∙a_w+12=0,036∙180+12=18,48 мм

[1, с.242 т.10.3]

=М 20

=М 16

=М 12

49 мм

7.2 Расстояние от осей валов и контура внутренней стенки корпуса редуктора до центров болтов d₂

7.2.1 Быстроходный вал 

мм

где D_Б – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала

7.2.2 Тихоходный вал. 

мм

где D_T – диаметр наружного кольца подшипника тихоходного вала