4. Расчет быстроходного (ведущего) вала редуктора.

4.1 Исходные данные к расчету вала

Т₁ = 66,81 (Нм) – вращающий момент на ведущем валу редуктора

F_t = 3942 (Н) – окружное усилие в зацеплении зубьев колес передачи

F_ч = 1464 (Н) – радиальное усилие в зацеплении зубьев колес передачи

F_a = 800 (Н) – осевое усилие в зацеплении зубьев колес передачи

d₁ = 33,9 (мм) – диаметр делительной окружности шестерни

d_f = 29,5 (мм) – диаметр окружности впадин зубьев шестерни

d_a1 = 37,4 (мм) – диаметр окружности выступов зубьев шестерни

в₁ = 28 (мм) – ширина зубчатого венца шестерни

 = 11^о30` - угол линии наклона зуба

m = 1,75 (мм) – нормальный модуль зацепления

4.2 Определим диаметр входного конца ведущего вала редуктора из расчета на чистое кручение [1, c 161]

По таблице ГОСТ 6636-69 округляю доя ближайшего большего значения, принимаю диаметр цапфы этой ступени вала d_ц1 = 22 (мм) [1, c 161] [2, c 372], а из ГОСТ 12080-66 выбираю длину цапфы этой ступени вала L_ц1 = 50(мм)

4.3 Назначаем ориентировочную компоновку ведущего вала редуктора по двум его размерам: диаметрам и длинам ступиц.

d_ц1 = 22 мм – длина входного конца ведущего вала (цапфы-шип)

L_ц1 = 50 мм – длина цапфы входного конца ведущего вала редуктора

d_ц1 = 24 мм – диаметр вала уплотнение [1, c 207]

h = 10 мм – толщина уплотнения, манжету устанавливают в подшипниковую крышку

d_п1 = 30мм – диаметр вала под подшипники. Назначают предварительно шарикоподшипники радиальные, однорядные, средней серии 306, для которых d_п1=30мм, D_п1=72мм, В_п1=19мм, С=28,1(кн), С_о=14,6 (кн) [1, c 393]

L_п1= В_п1 = 19 мм – длина вала, занимаемая толщиной обоймы подшипника.

d_т = 32мм – диаметр технологического зазора

- длина технологического зазора

Известно, что зубчатые цилиндрические шестерни для ведущего вала конструируют двух исполнений:

• вместе с валом (вал-шестерня)

• отдельно от вала ( насадная шестерня)

Выясним какая же конструкция шестерни не обходима для нашей косозубой передачи путем сравнения двух расстояний (двух толщин тела):

х – рабочего(фактического) расстояния между впадиной зуба и пазом

для шпонки и

[х] – нормативного (допускаемого) для этого же расстояния (этой же толщины тела)

Определим расстояние для нашего случая:

- фактическое

- допускаемое

При сравнении этих величин имеем, что фактическое расстояние меньше допускаемого х=3,55 мм < [х]= 4,46 мм, а это значит, что можно выполнять конструкцию шестерни вместе с валом, т.е. вал-шестерню.

4.4 Выполним ориентировочную компоновку ведущего (быстроходного) вала редуктора и покажем его расчетную схему.

При этом вал будет рассматривать как балку шарнирно закрепленную на двух опорах.

5. Определим расстояния на участках ведущего вала редуктора.

Расстояния между серединами подшипников для ведомого и ведущего

валов в редукторе принимаются одинаковыми, то расстояния на участках ведущего вала равны:

А₁П=В₁П=а=0,07м,

Рис. 7 Ориентировочная эскизная компоновка

быстроходного вала редуктора.

6. Выполним проектный расчет ведущего вала на статическую прочность.

Ведущий вал, как и ведомый вал, испытывает совместное действие изгиба и кручения, деформация изгиба наблюдается в других плоскостях и в вертикальной и в горизонтальной.

1. Покажем расчетную схему нагрузок для ведущего вала редуктора.

Учтем, что осевая сила F_a создает пару сил с моментом равным

4.6.2 Составим расчетную схему нагрузок ведущего вала при его изгибе в вертикальной плоскости УАZ.

а) Определим вертикальные реакции опор А и В

М_а = 0 (1) m + F_ч  0,007 – У_в  0,14 = 0

М_в = 0 (2) m - F_ч  0,007 + У_в  0,14 = 0

ИЗ(1)

ИЗ(2)

Проверка:

F_у = 0 (3) У_а + У_в – F_ч = 0; 828,9 + 635,1 – 1464 = +1464 – 1464 = 0 0=0

б) Построим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

М_а = 0

М_п = У_а  0,007 = 635,1  0,007 = 44,5 (н.м)

М_в = 0

М_п = У_в  0,007 = 828,9  0,007 = 58 (н.м)

4.6.3 Составим расчетную схему нагрузок ведущего вала при его изгибе в горизонтальной плоскости ХАZ

а) Определим реакции опор А и В

Проверка:

F_х = 0; F_t - Х_а – Х_в = 0; 3942 - 1971 – 1971 = 3942 – 3972 = 0 0=0

б) Построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

М_а = 0

М_п = -Х_а  0,007 = - 1971  0,007 = - 138 (н.м)

М_в = 0

4.6.4 Составим расчетную схему нагрузок для ведущего вала редуктора при его кручении

а) построим эпюру крутящихся моментов Т₁

Момент Т₁ получен от двигателя, а в полюсе зацепления П передан на ведомый вал редуктора, значит эпюра Т₁ имеет вид прямоугольника на участке Ц₁П ведущего вала.

Т₁ = 66,81 (н.м)

На основании анализа эпюр внутренних силовых факторов и Т очевидно, что опасное сечение вала находится под вал-шестерней, которое не ослаблялось шпоночным пазом, а диаметр этого сечения был принят больше расчетного.

Следовательно, проверку ведущего вала редуктора на усталостную прочность можно не выполнять, а ориентировочную компоновку ведущего вала сохранить при дальнейшем проектировании редуктора.

Рис. 8 Расчётная схема нагрузок ведущего вала редуктора