Ориентировочный расчет валов

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям: [τ_К] = 20…40 МПа. Согласно рекомендациям [3, стр. 307], принимаем [τ_К]^' = 25 МПа для стали 45, (при d_f1 = 50 мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестерней) и [τ_К]^'' = 20 МПа для стали 35, которую назначаем для изготовления тихоходного вала.

Согласно рекомендациям [3, стр. 194], для ведущего (быстроходного) вала редуктора уравнение прочности записывается в виде;

(2.27)

Т₁ – крутящий момент на быстроходном валу,

W_Р – полярный момент сопротивления круглого сечения вала, м³,

[τ_к] - допускаемое напряжение на кручение для валов из стали 45,([τ_к]^′′ = 25 МПа).

Полярный момент сопротивления круглого сечения вала, по [3, стр. 194];

(2.28)

d – диаметр вала, мм.

Следовательно, уравнение прочности (2.27) имеет вид;

(2.29)

Тогда для быстроходного вала редуктора, при [τ_К]^' = 25 МПа, из уравнения прочности (2.29) получаем;

(2.30)

Ошибка! Объект не может быть создан из кодов полей редактирования.Согласно рекомендациям [3, стр. 196], в соответствии с рядом R_α 40
(СТ СЭВ 514 – 77) принимаем диаметр вала d_В1 = 20 мм, диаметр вала под манжетное уплотнение d₁^' = 22 мм (необходимо оставить высоту буртика в 1÷3 мм для упора торца втулки полумуфты), диаметр вала под подшипник d₁^'' = 24 мм.

Диаметр d₁^''' примем равным 30 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии.

Так как диаметр впадин шестерни d_f1 = 50 мм незначительно превышает диаметр вала под подшипник d₁^'' = 24 мм, то, как уже и указывалось, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

Для ведомого вала редуктора (без учета КПД передачи), при;

(2.31)

Определяем диаметр вала по формуле (2.30);

(2.30)

Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу,

[τ_к]^′′ – допускаемое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали,
([τ_к]^′′ = 20 МПа).

Согласно рекомендациям [3, стр. 196], в соответствии с рядом R_α 40 (СТ СЭВ 514 – 77) принимаем диаметр вала d_В2 = 30 мм; диаметр вала под уплотнение d₂^' = 34 мм; диаметр вала под подшипник d₂^'' = 38 мм, диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса d₂^''' = 42 мм.

Конструктивные размеры зубчатого колеса;

Диаметр ступицы определяем по формуле;

(2.32)

d₂^''' – диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса.

Принимаем диаметр ступицы d₂^'''' = 70 мм.

Длина ступицы, согласно рекомендациям, по [3, стр.307];

(2.33)

d₂^''' – диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса.

Принимаем длину ступицы l_СТ = 45 мм.

Толщина обода определяется по [3, стр.307];

(2.34)

m_n – нормальный модуль, мм.

Принимаем толщину обода δ_О = 7 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина диска определяется по формуле;

(2.35)

b₂ – ширина венца зубчатого колеса.

Принимаем толщину диска е = 10 мм.

Согласно рекомендациям [3, стр.308], диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм.