Галимханов Н. Х., Минигалеев С. М.

Галимханов Н. Х., Минигалеев С. М.

Г15 Курсовое проектирование узла выходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктора: учебное пособие / Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. – Уфа: РИК УГАТУ, 2018. – 115 с.

ISBN 978-5-4221-

 

Изложены краткие теоретические сведения и методика конструирования узла выходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктора, приведены задания для выполнения курсовой работы по дисциплине «Разработка конструкторской документации».

Предназначено для студентов, изучающих этапы разработки конструкторской документации, механику материалов и основы конструирования, прикладную механику.

 

УДК

ББК

 

 

ISBN 978-5-4221-                                                  © Корректура и верстка. РИК УГАТУ, 2018

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

1. Цели и задачи курсовой работы.. 5

2. Содержание курсовой работы.. 6

3. Теоретическая часть. 7

3.1. Зубчатые передачи. 7

3.2. Валы.. 8

3.3. Подшипники. 9

3.4. Шпоночные соединения. 9

4. Задание на курсовое проектирование. 11

5. Расчет узла выходного вала цилиндрического редуктора. 13

5.1. Выбор электродвигателя. 13

5.2. Расчет зубчатой передачи. 15

5.3. Расчет валов. 29

5.4. Проверочный расчет подшипников качения. 44

5.5. Расчет шпоночных соединений. 47

6. Конструирование узла выходного вала цилиндрического редуктора. 49

6.1. Конструирование цилиндрического зубчатого колеса. 49

6.2. Конструирование выходного вала. 52

6.3. Конструирование опор вала. 54

6.4. Выбор муфты.. 60

6.5. Смазывание зубчатых передач и подшипников. 72

7. Разработка рабочей документации курсовой работы.. 74

7.1. Разработка чертежей деталей. 74

7.2. Разработка сборочного чертежа. 100

7.3. Составление спецификаций. 102

7.4. Обозначение конструкторских документов. 105

Вопросы для самоподготовки. 106

8. Требования к содержанию и оформлению пояснительной записка. 108

9. Защита курсовой работы.. 110

10. План-график курсового проектирования. 111

Заключение. 112

Список литературы.. 113

Приложение 1. 114

Приложение 2. 115

Приложение 3. 117

ВВЕДЕНИЕ

 

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому технический уровень многих отраслей в значительной степени определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, снижение затрат на производство и эксплуатацию машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов – машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Выполнение курсовой работы по прикладной механике завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой студенты активно используют знания из ранее пройденных дисциплин.

Объектами курсового проектирования являются узлы приводов различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

При проектировании узла привода учащиеся производят кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты изделия на прочность, решают вопросы, возникающие при выборе материалов и наиболее технологичных форм деталей. Они знакомятся с действующими стандартами и нормами, справочной литературой, приобретают навыки пользования ими при выборе конструкций и размеров деталей, а также при выполнении конструкторской документации: пояснительной записки, сборочных и рабочих чертежей.

Знания и опыт, приобретаемые студентами при выполнении этой курсовой работы, являются базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проектированию. Вместе с тем, работа над курсовой работой по прикладной механике подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера, с которыми будущий специалист встретиться в своей практической деятельности по окончании учебного заведения.

СОДЕРЖАНИЕ КУРСОВОЙ РАБОТЫ

 

Курсовая работа представляет собой совокупность конструкторских документов: текстовых (пояснительная записка, спецификация) и графических (чертежи).

Текстовая часть оформляется в виде пояснительной записки, содержащей описание конструкции и принцип действия разрабатываемого изделия, обоснование принятых технических решений, необходимые расчеты.

Спецификация определяет состав сборочной единицы. Она выполняется в форме таблицы, которую оформляют на листах формата А4: первый лист с основной надписью по форме 2, последующие – по форме 2а (приложение 2).

Спецификацию заполняют по разделам: документация, сборочные единицы, детали, стандартные изделия. Приводится в Приложении пояснительной записки.

Графическая часть работы содержит:

– сборочный чертеж узла выходного вала;

– рабочий чертеж выходного вала;

– рабочий чертеж зубчатого колеса.

Чертежи выполняются в масштабе 1:1 вручную на ватмане или с применением печатающих устройств вывода ЭВМ с соблюдением требований ЕСКД.

 

ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

 

Зубчатые передачи

 

Принцип действия зубчатой передачи основан на передаче вращающего момента зацеплением пары зубчатых колес. Меньшее колесо называется шестерней, большее – колесом. Общее название – зубчатые колеса.

 

              

   Рис. 3.1. Силы и напряжения

     в зубчатой передаче

 

При работе зубчатой передачи на зубья колес действуют нормальная сила F_n и сила трения F _тр = f (F_n), связанная со скольжением (рис. 3.1). Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии. Основное влияние на его работоспособность оказывают переменное контактное напряжение σ _H и напряжение изгиба σ _F, которые являются причиной усталостного разрушения зуба.

Под действием контактного напряжения происходит выкрашивание материала на поверхности зуба, а под действием напряжения изгиба – поломка зуба. Таким образом, оценка прочности зубчатой передачи проводится по двум критериям: контактным напряжениям σ _H и напряжениям изгиба σ _F.

При расчете на прочность расчетные значения напряжения сравниваются с допускаемыми [σ _H ] и [σ _F ].

Условие прочности: σ _H £ [σ _H ], σ _F £ [σ _F ].

Для расчетов на прочность необходимо знать размеры передачи. Поэтому сначала проводят проектный расчет, при котором определяют основные параметры передачи.

Валы

 

Валы предназначены для передачи крутящего момента вдоль своей оси и поддержания вращающихся деталей. Под действием вращающих моментов со стороны двигателя и сил в зубчатых передачах вал испытывает деформации кручения и изгиба. Возникающие при этом напряжения не постоянны. Они циклически изменяются. Поэтому основной проверочный расчет вала на прочность – расчет на сопротивление усталости.

Для упрощения расчетов переходят от действительных условий работы к расчетной схеме. При этом производят схематизацию опор, нагрузки и формы вала:

а) подшипники, воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, – шарнирно-подвижными;

б) действительные нагрузки распределены по длине зуба, ступицы, ширине подшипника. Расчетные нагрузки рассматривают как сосредоточенные;

в) ступенчатую форму вала заменяют гладкой.

Для проведения проверочных расчетов необходимо знать нагрузки, действующие на вал, и расстояния между точками приложения нагрузок. Расстояния определяют по эскизной компоновке, которая устанавливает положение зубчатых колес относительно опор. Рассчитывают силы, действующие в зубчатой передаче, и силу на муфте. Силы, приложенные в полюсе зацепления зубчатой передачи, расположены в двух плоскостях: вертикальной и горизонтальной. Вектор силы на муфте – в плоскости смещения тихоходного и присоединенного к нему вала, положение которой неизвестно. Поэтому сначала изображают схемы нагружения вала в трех вышеуказанных плоскостях, приведя силы в зацеплении передачи к оси вала и добавив к ним реакции опор. Определяют величины реакций из уравнений равновесия моментов относительно опор.

Применяя метод сечений, рассчитывают внутренние изгибающие моменты М и строят их эпюры под соответствующими расчетными схемами.

Находят суммарные моменты М _S в характерных сечениях и строят эпюру.

Аналогично с помощью метода сечений определяют внутренние крутящие моменты Т и строят эпюру.

Под эпюрами выполняют эскиз ступенчатого вала. Намечают опасные сечения вала, которые необходимо проверить на сопротивление усталости, учитывая характер эпюр изгибающих и крутящих моментов, ступенчатую форму вала и места концентрации напряжений.

Для опасных сечений определяют запасы сопротивления усталости при изгибе S _σ и кручении S _τ, по которым рассчитывают общий запас сопротивления усталости S и сравнивают его с допускаемым значением. Условие прочности S ³ [ S ].

 

Подшипники

 

Подшипники служат опорами для валов. В редукторах обычно используются подшипники качения.

После определения размеров валов предварительно подбирают подшипники в соответствии с рекомендациями, а затем проводят проверочные расчеты по динамической грузоподъемности С _r или на заданный ресурс L_h для предупреждения усталостного выкрашивания.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С _r с базовой С _{r баз} или базовой долговечностью L_{h баз} с требуемой по условиям: С _r £ С _{r баз} или L_h ³ L_{h баз}.

 

Шпоночные соединения

 

Шпоночные соединения предназначены для передачи вращающего момента от вала к ступице и наоборот.

Шпонка – деталь, устанавливаемая в плоскости разъема двух деталей для предотвращения их взаимного смещения.

В редукторах чаще всего применяют призматические шпонки (рис. 3.2).

Вращающий момент передается с вала на ступицу боковыми гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия σ_см, а в продольном сечении шпонки – напряжения среза τ.

У стандартных шпонок поперечные размеры b и h подобраны так, что b ³ h. При этом условии нагрузку соединения ограничивает напряжение смятия. При проверочном расчете определяют расчетное напряжение смятия σ_см и сравнивают его с допускаемым [σ_см]. Условие прочности: σ_см £ [σ_см].

 

 

Рис. 3.2. Соединение призматической шпонкой:

1 – ступица; 2 – призматическая шпонка;

3 – вал

 

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

 

Рассчитать и спроектировать узел выходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктора. Схема привода приведена на рис. 4.1.

 

Рис. 4.1. Кинематические схемы приводов с одноступенчатыми

цилиндрическими редукторами:

01 – горизонтальным;

02 – вертикальным;

1 – электромотор; 2 – муфта;

3 – редуктор

 

В табл. 4.1 приведены исходные данные для расчета: T _вых (H×м) – вращающий момент на выходе ведомого вала, n ₂ (мин^–1) – частота вращения ведомого вала, L_h (ч) – длительность работы под нагрузкой, режим работы передачи с переменной нагрузкой.

 

Таблица 4.1

Исходные данные

 

№	TВЫХ	n 2	Lh	Режим работы
1	2	3	4	5
1	70	210	10000	III
2	75	190	12000	IV
3	80	210	14000	V
4	90	240	6000	I
5	105	260	8000	II
6	125	300	12000	IV
7	140	340	15000	V
8	160	380	10000	II
9	180	420	12000	III
10	200	400	14000	IV
11	220	300	15000	V
12	75	340	6000	I
13	80	380	8000	II
14	90	420	14000	IV
15	105	480	5000	I
Окончание табл. 4.1
1	2	3	4	5
16	125	270	11000	III
17	140	290	10000	II
18	170	210	15000	V
19	250	240	12000	III
20	280	260	15000	IV
21	300	340	9000	II
22	105	260	8000	I
23	125	300	13000	III
24	140	340	15000	IV
25	150	380	8000	II
26	100	320	8000	I
27	110	280	5000	I
28	125	420	12000	III
29	130	310	6000	I
30	180	400	15000	V
31	190	375	8000	II
32	210	350	8000	I
33	220	325	13000	IV
34	260	300	15000	V
35	290	325	8000	II
36	90	340	8000	I
37	100	350	6000	I
38	110	380	7000	II
39	150	400	10000	III
40	200	250	12500	IV
41	220	400	12000	III
42	250	420	13000	IV
43	230	380	14000	V
44	300	360	15000	V
45	320	300	6000	I
46	340	390	7000	II
47	380	410	8000	III
48	420	420	9000	III
49	440	400	10000	IV
50	460	380	11000	V

РАСЧЕТ УЗЛА ВЫХОДНОГО ВАЛА

ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

 

Выбор электродвигателя

 

Тип электродвигателя выбирается по двум основным параметрам: мощности и частоте вращения.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

где  – коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД.

Для данной схемы привода

где  – КПД зубчатой передачи, ;  – КПД муфты, .

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

,

где  и  – минимальное и максимальное рекомендуемые значения передаточных чисел передач. Для зубчатой передачи , .

По полученным значениям требуемой мощности электродвигателя Р и диапазону  из табл. 5.1 выбирается тип электродвигателя с номинальной мощностью большей, но ближайшей к требуемой . Допускается перегрузка двигателя до 8 % при постоянной и до 12 % при переменной нагрузке [2, с. 6].

 

Таблица 5.1

Технические данные двигателей серии АИР

(тип двигателя/асинхронная частота вращения, мин^–1)

 

Мощность Р, кВт	Синхронная частота, мин^–^1
	3000	1500	1000	750
1	2	3	4	5
0,37	–	–	71A6/915	–
0,55	–	71A4/1357	71B6/915	–
0,75	71A2/2820	71B4/1350	80A6/920	90LA8/705
1,1	71B2/2805	80A4/1395	80B6/920	90LB8/715
1,5	80A2/2850	80B4/1395	90L6/927	100L8/702
2,2	80B2/2850	90L4/1395	100L6/945	112MA8/709
Окончание табл. 5.1
1	2	3	4	5
3	90L2/2850	100S4/1410	112MA6/950	112MB8/709
4	100S2/2850	100L4/1410	112MB6/950	132S8/716
5,5	100L2/2850	112M4/1432	132S6/960	132M8/712
7,5	112M2/2895	132S4/1440	132M6/960	160S8/727
11	132M2/2910	132M4/1447	160S6/970	160M8/727
15	160S2/2910	160S4/1455	160M6/970	180M8/731
18,5	160M2/2910	160M4/1455	180M6/980	–
22	180S2/2919	180S4/1462	–	–
30	180M2/2925	180M4/1470	–	–

Примечание – Структура обозначения типоразмера двигателя (расшифровывается слева направо): двух или трехзначное число – высота оси вращения ротора; А, В – длина сердечника статора; L, S, M – установочный размер по длине станции; 2, 4, 6, 8 – число полюсов.

 

При этом следует придерживаться следующих рекомендаций. Каждому значению мощности Р соответствует несколько типов двигателей с синхронными частотами вращения – 3000, 1500, 1000, 750 мин^–1, то есть при работе без нагрузки. Двигатели с большей частотой вращения (3000 мин^–1) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкой частотой вращения (750 мин^–1) значительную массу, поэтому их использование нежелательно без особой необходимости [3, с. 42].

В табл. 5.2 приведены диаметры валов электродвигателей.

 

Таблица 5.2

Диаметры валов электродвигателей

 

Тип двигателя	71А,В	80А,В	90L	100 S,L	112М	132S,М	160S		160М		180S		180М
Число полюсов	2, 4, 6, 8					2,4,6,8	2	4,6,8	2	4,6,8	2	4	2	4,6,8
Диаметр вала d дв, мм	19	22	24	28	32	38	42	48	42	48	48	55	48	55

 

Расчетное передаточное число редуктора

Полученное значение  округлить до двух знаков после запятой.

 

 

Расчет зубчатой передачи

Проектный расчет

При проектном расчете определяют геометрические параметры передачи.

Прежде всего рассчитывают главный параметр передачи – межосевое расстояние  в мм:

– для косозубых передач внешнего зацепления

– для прямозубых передач внешнего зацепления

где  – приведенный модуль упругости;  – вращающий момент на колесе передачи, Н∙мм;  – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;  – коэффициент концентрации нагрузки;  – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Приведенный модуль упругости в случае разных материалов колес определяют по формуле

Если колеса сделаны из стали, то  МПа.

Вращающий момент на колесе передачи, Н∙мм

где  – КПД подшипников. Для двух опор вала .

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями учитывает влияние ошибок окружного шага и направления зубьев на длину линии контакта зубьев. Для косозубых передач

где  при  и   НВ или   НВ, а   НВ и  при  и   НВ;  – степень точности передачи. Для заданных исходных данных для курсового проектирования достаточно предварительно назначить .

Для прямозубых передач

Для определения коэффициента концентрации нагрузки  сначала по табл. 5.6 назначают коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  в соответствии со схемой расположения колес относительно опор и твердостью поверхностей зубьев.

 

Таблица 5.4

Зависимости и значения параметров для расчета допускаемых напряжений

 

Термообработка	Твердость зубьев **		Группа сталей	МПа	SH	, МПа	SF	,	,
	на поверх- ности	в сердце- вине						МПа	МПа
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Нормализация, улучшение	180...350 НВ		40, 45, 40Х 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ и др.	2 HB+70	1.1	1,8HB	1,75	2,8т	2,74 НВ
Объемная закалка	45...55 HRC		40Х, 40ХН, 45ХЦ, 36ХМ и др.	17 HRC +200		550		2,8т	1400
Закалка ТВЧ по всему контуру (модуль mn  3 мм*)	56...63 HRC   45...55 HRC	25...55 HRC   45...55 HRC	55ПП, У6, 35ХМ, 40Х, 40ХН и др.	17 HRCпов +200	1.2	900   650		40 HRCпов 40 HRCпов     40 HRCпов	1260   1260
Закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины (модуль  mn  < 3 мм*)	45...55 HRC	45...55 HRC	35ХМ, 40Х, 40ХН и др.	17 HRCпов +200		550			1430

 

 

Окончание табл. 5.4

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Азотирование	55...67 HRC 50...59 HRC	24...40 HRC 24...40 HRC	35ХЮА	1050	1,2	12 HRCсердц +300	1,75	40 HRCпов	1000
			40Х, 40ХФА 40ХНМА и др.					30 HRCпов
Цементация и закалка	55...63 HRC	30...45 HRC	Цементи-руемые стали	23HRCпов	1,2	750	1,5	40 HRCпов	1200
Нитроцемен-тация и закалка	55...63 HRC	30...45 HRC	Молибде-новые стали 25ХГМ, 25ХГНМ	23HRCпов	1,2	1000		40 HRCпов	1520
			Безмолиб-деновые стали 25ХГТ, 35Х	23HRCпов		750		40 HRCпов	1520

* Распространяется на все сечения зуба и часть тела зубчатого колеса под основанием впадины.

** Приведен диапазон значений твердости, в котором справедливы рекомендуемые зависимости для пределов выносливости и предельных допускаемых напряжений (рассчитывают по средним значениям твердости в пределах допускаемого отклонения, указанного в таблице);

HRCпов – твердость поверхности; HRCсердц – твердость сердцевины.

 

 

Таблица 5.5

Коэффициенты эквивалентности

 

Режим рабо-ты	Расчет на контакт. усталость			Расчет на изгибную усталость
	Термо-обра-ботка	m /2	H (K HE)	Термичес-кая обработка	m	F (K FE)	Термичес-кая обработка	m	F (K FE)
0	любая	3	1,0	улучшение, нормали-зация	6	1,0	закалка объемная, поверх- ностная, цементация, азотирование		1,0
I			0,5			0,3			0,20
II			0,25			0,143		9	0,10
III			0,18			0,065			0,036
IV			0,125			0,038			0,016
V			0,063			0,013			0,004

 

 

Таблица 5.6

Относительная ширина колеса

 

Схема расположения колес относительно опор	Твердость рабочих поверхностей зубьев
	H 2   350 HB или H 1   и H 2   350 HB	H 1   и H 2   > 350 HB
Симметричная	0,3...0,5	0,25...0,3
Несимметричная	0,25...0,4	0,20...0,25
Консольная	0,20...0,25	0,15...0,20

Рассчитывают коэффициент ширины колеса относительно диаметра

.

Находят значения коэффициента  по графикам, представленным на рис. 5.2 в соответствии со схемой редуктора, твердостью рабочих поверхностей зубьев колес и значением коэффициента .

Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных редукторов округлить до ближайшего большего значения из ряда нормальных линейных размеров (см. табл. 5.7).

Определяют модуль зацепления m (или mn  для косозубой передачи) из соотношения m (mn) = (0,01...0,02) аw, если H 1   и H 2   350 HBи m (mn) = (0,016...0,0315) аw  , если H 1   и H 2   > 350 HB.

Таблица 5.7

Нормальные линейные размеры, мм (из ГОСТ 6636-69)

 

3,2	5,6	10	18	32	56	100	180	320	560
3,4	6,0	10,5	19	34	60	105	190	340	600
3,6	6,3	11	20	36	63	110	200	360	630
3,8	6,7	11,5	21	38	67	120	210	380	670
4,0	7,1	12	22	40	71	125	220	400	710
4,2	7,5	13	24	42	75	130	240	420	750
4,5	8,0	14	25	45	80	140	250	450	800
4,8	8,5	15	26	48	85	150	260	480	850
5,0	9,0	16	28	50	90	160	280	500	900
5,3	9,5	17	30	53	95	170	300	530	950

                                  

Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют [1] принимать m (mn) 1,5 мм.

Для косозубой передачи угол наклона линии зуба назначают в пределах = 8...20.

Далее определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса:

– для прямозубых колес ;

– для косозубых колес .

Полученное значение  округляют до целого числа.

Число зубьев шестерни определяют из соотношения:
, где  – передаточное число передачи, здесь знак «+» − для внешнего зацепления, знак «−» − для внутреннего зацепления.

Значение  следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых колес  и для косозубых . Зачастую для уменьшения шума в быстроходных передачах принимают .

Рассчитывают число зубьев колеса передачи .

Определяют фактическое значение передаточного числа передачи  с точностью до двух знаков после запятой и проверяют его отклонение от первоначального значения (см. п. 5.1)

При невыполнении нормы отклонения передаточного числа  пересчитывают  и .

 

                          При НВ ₂ £ 350                При НВ ₁ > 350 и НВ ₂ > 350

 

Рис. 5.2. Графики зависимостей коэффициентов концентрации нагрузки

от коэффициента

 

Определяют фактическое межосевое расстояние для прямозубой передачи . Для косозубой передачи уточняют значение фактического угла наклона линии зуба
. Точность вычисления угла  – до пятого знака после запятой [3].

Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитывают как  и округляют до целого числа по ряду нормальных линейных размеров (табл. 5.7). Тогда ширина зубчатого венца колеса , ширина зуба шестерни  мм.

Делительные диаметры рассчитывают по формулам:

– для прямозубых колес;

     − для косозубых колес.

Начальный диаметр шестерни − .

Начальный диаметр колеса передачи − .

Диаметры вершин зубьев колес  для прямозубых и  − для косозубых колес. Диаметры впадин    зубьев    колес –   для  прямозубых  и  − для косозубых колес. Точность вычислений диаметральных размеров колес − до 0,001 мм. Угол w зацепления передачи  принимают  равным  углу профиля исходного контура: w  = = 20°.

 

Расчет валов

 

Проектный расчет валов

 

Выбор материала валов. Валы редукторов изготавливают из термически обработанных (улучшенных) среднеуглеродистых и легированных сталей 45, 40Х, 40ХН и др. По табл. 5.3 выбирают марку стали, выписывают ее механические характеристики: предел прочности  и предел выносливости при изгибе .

 

Выбор допускаемых напряжений на кручение. Выносливость вала зависит от напряжений кручения и изгиба, концентрации напряжений и других факторов.

Кроме напряжений кручения, остальные факторы зависят от конструкции и размеров вала, которые неизвестны. Поэтому предварительно оценивают диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях кручения  МПа. Рекомендуется меньшее значение  назначать для быстроходных валов, большие – для тихоходных.

 

Определение геометрических параметров ступеней валов. Сначала разрабатывают конструкцию вала, представляющую собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.  На рис. 5.3 приведены типовые конструкции быстроход-ного (а) и тихоходного (б) валов одноступенчатого цилиндрического редуктора.

 

 

Рис. 5.3. Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов:

а – быстроходный; б – тихоходный

 

Затем определяют диаметры d и длины l ступеней по формулам, представленным в табл. 5.12.

 

Предварительный выбор подшипников качения

В опорах валов цилиндрических зубчатых передач чаще всего используют шариковые радиальные подшипники [2]. Первоначально для быстроходного и тихоходного валов из табл. 5.13 выбирают подшипники легкой серии по величине диаметров внутренних колец, равных диаметрам второй  и четвертой  ступеней валов под подшипники. Если при проверочном расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, принимают подшипники средней серии. При действии на опору значительной осевой силы  выбирают радиально-упорные шариковые и конические подшипники.

 

Таблица 5.12

Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов, мм

 

Ступень вала