«Сервис транспортных и технологических машин и оборудования (автомобильный транспорт)» (стр. 7 из 11)

6.5 Проектный расчет валов редуктора

Он начинается с определения ориентировочного значения диаметра быстроходного вала

(мм) редуктора из условия обеспечения его прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

,

где

– крутящий момент, передаваемый валом, Н•м;

– допускаемое напряжение, принимают = 20...30 МПа.

Затем конструктивно намечают диаметры различных участков валов. Диаметры под подшипники качения в миллиметрах назначают кратными пяти.

6.6 Определение конструктивных размеров зубчатых колес, элементов

корпуса и крышки

В этом разделе определяются конструктивные размеры зубчатых колес (толщина обода, диска, диаметр ступицы и ее длина и т.д.). У корпуса и крышки определяются толщины стенок, фланцев, диаметры болтов, спускных масляных пробок и т.д.

6.7 Расчет шпоночных соединений

В машиностроении применяются, как правило, призматические шпонки, сечения которых приведены в ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметров вала. Поэтому при проектном расчете шпонка выбирается исходя из диаметра вала, а длина задается из конструктивных соображений и затем проверяется на смятие:

где

= – – высота поверхности шпонки, воспринимающая нагрузку;

– длина шпонки.

Допускаемое напряжение в МПа при стальной ступице

= 80…120.

Размеры шпонок брать из таблицы 2.

Таблица 2 – Параметры шпонок и шпоночного паза

Диаметр вала, мм	Параметры шпонки, мм		Глубина шпоночного паза, мм
	ширина t	высота	вала	ступицы
Св. 22 до 30	8	7	4,0	3,3
Св. 30 до 38	10	8	5,0	3,3
Св. 38 до 44	12	8	5,0	3,3
Св. 44 до 50	14	9	5,5	3,8
Св. 50 до 58	16	10	6,0	4,3
Св. 58 до 65	18	11	7,0	4,4

Длины шпонок выбирают из ряда

25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100

(принимают на 10 мм меньше длины ступицы).

Материал шпонок – сталь чистотянутая (сталь 40, 45 и др.).

Для одного диаметра вала все шпонки принимаются одного размера.

6.8 Эскизная компоновка редуктора

Компоновка редуктора производится на миллиметровой бумаге, все детали вычерчиваются упрощенно в масштабе. В результате компоновки определяют габариты редуктора, расстояния между опорами и плоскостями приложения сил, необходимые для дальнейших расчетов.

Компоновка начинается с проведения межосевых расстояний или конусных углов. Затем изображаются контуры зубчатых колёс в виде прямоугольников. Проводятся диаметры различных участков валов.

В редукторах, как правило, применяются подшипники качения. С цилиндрическими зубчатыми колесами могут применяться шариковые радиальные или роликовые конические подшипники. В редукторах с червячной или конической передачей рекомендуются роликовые конические подшипники, так как в этих передачах значительные осевые силы.

Предварительно, в зависимости от типа редуктора, принимаются подшипники по посадочному диаметру легкой серии. Выписывается из каталога номер подшипника, наружный диаметр, ширина, статическая и динамическая грузоподъемность для каждого
вала.

Затем подшипники размещаются на валах на расстоянии 5...10 мм от торцов близлежащих зубчатых колес. Проводятся контуры внутренней поверхности стенки корпуса редуктора, затем на расстоянии толщины стенки проводятся контуры внешней поверхности.

6.9 Определение реакций опор и подбор подшипников качения

По эскизной компоновке редуктора составляются расчетные схемы всех валов. Валы рассматриваются как круглые балки на двух опорах. Силы, действующие в зацеплении, прикладываются в средней плоскости зубчатых колес на делительном диаметре. Затем по методике курса «Сопротивление материалов» определяются вертикальные и горизонтальные реакции опор, а потом и полные реакции опор:

и

Проверка подшипника для каждого вала ведется по максимальной величине полной реакции. Выбранные при эскизной компоновке подшипники проверяются по динамической грузоподъемности

где

– долговечность, млн оборотов;

m = 3 для шарикоподшипников и m = 10/3 для роликоподшипников;

– эквивалентная динамическая нагрузка, H.

При постоянном цикле

,

при переменном цикле

,

где

, – табличные коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

– коэффициент вращения;

– радиальная нагрузка на подшипник (максимальная реакция на опоре);

– осевая нагрузка;

– температурный коэффициент;

– коэффициент безопасности.

Если С < С_табл, то подшипник выбран правильно, в противном случае необходимо либо переходить на подшипник более тяжелой серии, либо изменять тип подшипника, либо увеличивать диаметр вала. В случае большого значения С необходимо изменить серию подшипника или по возможности его диаметр.

Также необходимо проверить подшипник на ресурс, где

L _{h заданное} < L _{h катал}.

6.10 Расчет на сопротивление усталости валов редуктора

(по согласованию с руководителем)

Расчет начинается с построения эпюр изгибающих и крутящих моментов по нагрузкам, известным при проверке выбранных подшипников. Затем определяются опасные сечения, имеющие наибольшие нагрузки и ослабленные концентраторами напряжений. Напряжения на изгиб и кручение в сечении, где нет шпоночной канавки:

Со шпоночной канавкой:

где

– суммарный изгибающий момент в расчетном сечении, Н∙мм;

– крутящий момент, Н∙мм;

– диаметр вала, мм;