Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный (стр. 5 из 6)
| R1, H | R2, H | MИ, Нм | MИэкв, Нм | |
| Тихоходный вал | 2118 | 774 | 79 | 89 |
| Быстроходный вал | 323 | 117 | 12 | 12,5 |
| Промежуточный вал | 405 | 1419 | 92,5 | 93 |
6 Подбор и проверочный расчет шпонок
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.11.
Рис.9 Сечение вала по шпонке
6.1 Шпонки быстроходного вала
Для выходного конца быстроходного вала при d=10 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=3x3 мм2 при t=1,8мм (рис.9).
При длине ступицы полумуфты lм=16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.
Материал шпонки – сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
(6.1)где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т1=3,4 Н×м.
lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;
[s]см – допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2) вычисляем:
Условие выполняется.
6.2 Шпонки промежуточного вала
Для зубчатого колеса вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм, t1=3,3мм. Т2=8,5Нм.
При длине ступицы шестерни lш=25 мм выбираем длину шпонки l=25мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):
Условие выполняется.
6.3 Шпонки тихоходного вала
Передаваемый момент Т3=42,5Нм.
Для выходного конца вала при d= 22мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2 при t=3,5мм.
При длине ступицы полумуфты lМ=20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.
Для зубчатого колеса тихоходного вала при d=35 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8мм2 при t=5мм.
При длине ступицы шестерни lш=20 мм выбираем длину шпонки l=20мм.
С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([s]см=170…190 Н/мм2) вычисляем по формуле (6.1):
условие выполняется.
Таблица 6 Параметры шпонок и шпоночных соединений
| Параметр | тих.вал- полум | тих.вал- колесо | промвал-шестерня | промвал-колесо | быстр вал-шестер. | быстр. вал-полум. |
| Ширина шпонки b,мм | 6 | 10 | - | 8 | - | 3 |
| Высота шпонки h,мм | 6 | 8 | - | 7 | - | 3 |
| Длина шпонки l,мм | 16 | 20 | - | 25 | - | 14 |
| Глубина паза на валу t,мм | 3,5 | 5 | - | 4 | - | 1,8 |
| Глубина паза во втулке t1,мм | 2,8 | 3,3 | - | 3,3 | - | 1,4 |
7 Проверочный расчет валов на статическую прочность
В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.
Исходные данные для расчета:
МИэкв= 89Нм;
МИ=79Нм;
Т3-3=42,5Нм;
dв=35мм;
в=10мм – ширина шпонки,
t=5мм – глубина шпоночного паза,
l=22мм – длина шпонки.
При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.
Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [σ-1]и=60МПа:
мм; 35>20.Условие соблюдается.
Определяем напряжения изгиба:
σи=Ми/W;
где W – момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:
; 
мм3;σи=79000/3566=22Н/мм2.
При симметричном цикле его амплитуда равна:
σа= σи =22Н/мм2.
Определяем напряжения кручения:
τк=Т3-3/Wк;
где Wк – момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:
; 
мм3;τк=42500/7775=5,4Н/мм2.
При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:
τа= τк /2=5,4/2=2,7Н/мм2.
Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:
(Кσ)D=( Кσ/Кd+ КF-1)/ Кy; (Кτ)D=( Кτ/Кd+ КF-1)/ Кy; (7.1)
где Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой Кσ =1,6, Кτ =1,4;
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем Кd =0,75;
КF- коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости Rа=1,6 КF=1,05;
Кy - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ Кy =1,5.
Подставив значения в формулы (7.1) получим:
(Кσ)D=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;
(Кτ)D=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.
Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:
(σ-1)D=σ-1/(Кσ)D; (τ-1)D=τ-1/(Кτ)D; (7.2)
где σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] σ-1 = 380Н/мм2 , τ-1 ≈0,58 σ-1 =220Н/мм2;
(σ-1)D=380/1,45=262Н/мм2; (τ-1)D=220/1,28=172 Н/мм2.
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:
sσ=(σ-1)D/ σа; sτ=(τ-1)D/ τа. (7.3)
sσ=262/ 22=12; sτ=172/ 2,7=63,7.
Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:
(7.4)где [s]=1,6…2,1 – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.
8 Выбор и проверочный расчет подшипников
Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.
Таблица 7 Параметры выбранных подшипников
| Быстроходный вал | Промежуточный вал | Тихоходный вал | |
| № | 101 | 105 | 106 |
| d, мм | 12 | 25 | 30 |
| D, мм | 28 | 47 | 55 |
| В, мм | 8 | 12 | 13 |
| С, кН | 5,07 | 11,2 | 13,3 |
| Со, кН | 2,24 | 5,6 | 6,8 |
| RА, Н | 323 | 405 | 2118 |
| RБ, Н | 117 | 1419 | 774 |
Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:
Ср≤С; Lр≥Lh;
где Ср – расчетная динамическая грузоподъемность;
Lh – требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов Lh =10000ч.
; [4, c.129] (8.1)