7.4 Ступени быстроходного и тихоходного  валов  вычерчиваются на соответствующих осях по размерам принятым в проектном расчете. Ступени валов вычерчиваются в последовательности от 3 - ей до 1- ой, при этом длину 3 - ей ступени получаем конструктивно как расстояние между противоположными стенками корпуса

    

     7.5 На 2 - ой и 4 - ой ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам для быстроходного вала d_б = 25(мм); D_б = 52(мм); B_б = 15(мм); для тихоходного вала  d_т = 40(мм); D_т = 80(мм); B_т = 18(мм)

    

     7.6 Определяем расстояние между  точками приложения реакции подшипников быстроходного и тихоходного валов: 

  l_б = L_3б + B_б = 58 + 15 = 73(мм)

  l_т = L_3т + B_т = 58 + 18 = 76(мм) 

7.7 Определяем точку приложения  консольных сил: 

   а) Силу давления цепной передачи принимаем  приложенной к середине выходного  конца тихоходного вала на расстоянии от точки приложения реакции смежного подшипника l_оп= 45,5(мм)

   б) Силу давления муфты принимаем приложенной  между полумуфтами, то есть точка  приложения данной силы находится в  торцевой плоскости выходящего конца  быстроходного вала на расстоянии от точки приложения смежного подшипника l_м= 85(мм)

 

8 Проверочный  расчет тихоходного вала

 

8.1 Составляем расчётную схему тихоходного  вала редуктора:

     8.2 Определяем реакции в подшипниках: 

     8.2.1 Вертикальная плоскость: 

     

    åM_A = 0

    50*F_t – 108*R_BY = 0

    R_BY= 50*F_t / 108= 854(Н)

    åM_B = 0

    58*F_t – 108*R_AY = 0

    R_AY = 58*F_t / 108 = 990(Н)

    åy = 0

    R_AY + R_BY – F_t = 0

    990 + 854 – 1844 = 0

    где:

          F_t = 1844(Н) – окружная сила зацепления 

     8.2.2 Горизонтальная плоскость: 

     

åМ_А = 0

  44*F_М + 50*F_r – 108*R_BX – 0,5*F_a*d = 0

  R_BX = (44*F_М + 50*F_r – 0,5*F_a*d) / 108 = 645(Н)

åМ_B = 0

  152*F_М - 58*F_r – 108*R_АX – 0,5*F_a*d = 0

  R_АX = (152*F_М - 58*F_r – 0,5*F_a*d) / 108 = 1806(Н)

    åy = 0

          F_М – R_AX + R_BX – F_r = 0

          1847 – 1806 + 645 – 686 = 0

    где:

           F_a = 388(Н) – осевая сила зацепления

           F_r = 686(Н) – радиальная сила зацепления

           F_М = 1847(Н) – радиальная сила муфты

           d = 236,9(мм) – делительный диаметр колеса 

     8.3 Строим эпюру изгибающих моментов: 

     8.3.1 В вертикальной плоскости:

            а) М_ИВ1 = 0

            б) М_ИВ2 = 0

            в) М_ИВ3 = 0,05*R_AY = 0,05*990 = 49,5(Н*м)

            г) М_ИВ4 = 0,108*R_AY – 0,058*F_t = 0,108*990 – 0,058*1844 = 0 

       

     8.3.1 В горизонтальной плоскости:

      а) М_ИГ1 = 0

      б) М_ИГ2 = 0,044*F_М = 0,044*1847 = 81,3(Н*м)

      в) М_ИГ3сл = 0,094*F_М – 0,05*R_AX = 0,094*1847 – 0,05*1806 =83,3(Н*м)

      г) М_ИГ3сп = 0,094*F_М – 0,05*R_AX – 0,5*d*F_a = 0,094*1847 – 0,05*1806 –0,5*0,2369*388 = 37,4(Н*м)

      в) М_ИГ4 = 0,152*F_М – 0,108*R_AX – 0,5*d*F_a – 0,058*F_r = 0,152*1847 – 0,108*1806 – 0,5*0,2369*388 – 0,058*686 = 0 

           “М_X” [Н*м]

       

     8.4 Строим эпюру крутящих моментов (М_К = Т₂): 

    
 

8.5 Определяем суммарные радиальные  реакции подшипников, Н: 

      

      

     где:

      R_AY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. А

      R_AX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. А

      R_BY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. В

      R_BX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. В 

     8.6 Определяем максимальный изгибающий  момент для участков вала, Н*м: 

      

    где:

      М_ИГ – изгибающий момент в горизонтальной плоскости

      М_ИВ – изгибающий момент в вертикальной плоскости

            Принимаем М_ИMAX = 97(Н*м) 

     8.7 Для опасного участка сечения  вала определяем эквивалентный  момент по 3-ей гипотезе прочности,  Н*м: 

      

    где:

      М_ИMAX – максимальный изгибающий момент

      М_К – вращающий момент тихоходного вала 

     8.8 Проверяем вал на прочность: 

      

     где:

      d – диаметр 2-ого участка вала

      М_ЭКВ – эквивалентный момент

      [σ_-1]_И – предел выносливости материала

 

9 Конструирование  зубчатого колеса

     9.1 За исходные данные принимаем:

      диаметр тихоходного  вала под колесо D_B = 48(мм)

      диаметр вершин зубьев колеса d_a = 240,9(мм)

      диаметр впадин зубьев колеса d_f = 232,1(мм)

      ширина сечения  шпонок b_ш = 14(мм)

      ширину венца колеса b = 35(мм)

      глубина паза ступицы  l_СТ = 3,8(мм)

      модуль зацепления m_n = 2(мм)

     9.2 Определяем наружный диаметр  ступицы колеса D_СТ, мм:

  D_СТ = 1,6*D_B = 1,6*48 = 76,8

     где: D_B – диаметр тихоходного вала под колесо

     9.3 Определяем длину ступицы L_СТ, мм:

      L_СТ = 1,3*D_B = 1,2*48 = 58

     где:

      D_B – диаметр тихоходного вала под колесо

9.4 Определяем толщину обода зубчатого  венца δ₁, мм:

      δ₁ = 3*m_n = 3*2 = 6

     где:

      m_n – модуль зацепления

9.5 Определяем толщину диска δ₂, мм:

      δ₂ =3,6*m_n = 3,6*2 =7,2

    где:

      m_n – модуль зацепления

9.6 Определяем наружный диаметр  канавки зубчатого венца D_K, мм:

      D_K = d_f – 2*δ₁ = 232,1 – 2*6 = 220,1

    где:

      d_f – диаметр впадины зубьев колеса

      δ₁ – толщина обода зубчатого венца

9.7 Определяем диаметр, определяющий расположение отверстий в диске D₁, мм:

      D₁ = 0,5*(D_K + D_СТ) = 0,5*(220,1 + 76,8) = 148

    где: D_K – наружный диаметр канавки зубчатого венца

      D_СТ – наружный диаметр ступицы колеса

9.8

      D_O = (D_K – D_СТ) / 3 = (220,1 – 76,8) / 3 = 48

     где:

      D_K – наружный диаметр канавки зубчатого венца

      D_СТ – наружный диаметр ступицы колеса

9.9 Определяем глубину фаски l_ф, мм

      l_ф = 0,5*m_n = 0,5*2 = 1

     где:

      m_n – модуль зацепления

      Угол наклона фаски  принимаем равным 45˚

9.10 Изображение колеса показано на чертеже

 

10 Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок 

     10.1Принимаем по ГОСТ 23360 – 78 размер шпонок, пазов и длину шпонок. Материал шпонок СТ45 (нормализованная). Назначаем допускаемое напряжение на смятие при стальной [σ]_СМ = 100 … 120(Н/мм²):