Предварительный расчёт валов редуктора. Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина.
Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентраций напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д. Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов.
Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении τ ≤ τadm где τadm –допускаемое напряжение на кручение.
Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.
Выбираем материал для валов: ведущий вал – сталь 50; ведомый вал – сталь 45, для которого τadm =25 МПа. τ –касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала. где Т –крутящий момент.
Ведущий вал: Тe1=26,7Н•мм; ведомый вал: Те2=70,3Н•мм. Wр –полярный момент сопротивления сечения.
Wр = 0,2• dв³ Подставляем значения в условие прочности, получим ведущий вал: КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 16 Изм Лист № докум Подп. Дата =17,5 мм Полученный результат округляем по ГОСТ 6636–69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5,с.161]. Принимаем dв1=18мм. Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя, чтобы выполнялось соотношение dв1/dдв ≤0,75. dдв=28мм; dв1=28•0,75=21мм Принимаем dв1=18 мм, согласуя с ГОСТ6636-69[5,с.161]. Ведомый вал: =24,1 мм Полученный результат округляем по ГОСТ 6636–69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5,с.161]. Принимаем dв2=24 мм. 3.2 Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении: Fa=96,1 H; Fr=265,7 H; Ft=785,3 H. Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.
Силы трения в опорах не учитываются.
Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм. При расчете валов можно приблизительно считать Fм=130• =1090 Н где вращающий момент [Н•м], Те2 = Т2. На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчётная консольная нагрузка КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 17 Изм Лист № докум Подп. Дата Fм, приложенная к середине выступающего конца вала. Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа.
Поэтому в расчётных схемах силу Fм направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай). На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы. 3.3 Диаметры под подшипники и колесо 3.3.1 Ведущий вал: Диаметр под подшипники dn1 = dв1 + 2• t где t=2мм[6,с.108]. dn1 =18+2•2=22мм Принимаем dn1=20 мм. 3.3.2 Ведомый вал: Диаметр под подшипники dn2 = dв2 + 2 • t где t=2,2мм[6,с.108]. dn2 =24+2•2,2=28,4мм Принимаем dn2=30 мм. Посадочный диаметр под колесо: dk2 = dn2 + 3,2 • r где r –радиус галтели; r=2мм[6,с.108]. dk2 =30+3,2•2 = 36,4 мм Принимаем dк2=36 мм. КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 18 Изм Лист № докум Подп. Дата 4