Проектний розрахунок валів редуктора

Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Крутні моменти в поперечних перерізах валів:

ведучого Т₂ = 62,85 10 ³ Н мм;

веденого Т₃ = 247,2 10 ³ Н мм.

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [ф]_к = 25 МПа:

мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_в1 =30 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймаємо d_п1 = d_В1 + 5=30+5=35 мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_п1 =35 мм.

Шестерню виконуємо за одне ціле із валом.

Рис. 3. Конструкція ведучого валу

Ведений вал:

Діаметр вихідного кінця вала d_в2 визначаємо при меншому [ф]_к = 20 МПа:

мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_в2 = 50 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймаємо d_п2 = d_В2 + 5 = 50+ 5 = 55 мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_п2 =55 мм.

Діаметр валу під зубчастим колесом приймаємо d_к2 = 60 мм.

Рис. 4. Конструкція веденого валу

Конструктивні розміри зубчатої пари

Вал-шестерня.

По технологічним міркуванням вал-шестерню виконуємо за одне ціле із валом. Розміри шестерні розраховано вище:

d₁ =80 мм; d_a1 =84 мм; b₁ =55 мм.

Колесо.

Зубчате колесо коване [мал. 10.2. та табл. 10.1.]:

Його розміри: d₂ =320 мм; d_a2 =324 мм; d_f2 =315,5 мм; b₂ =50 мм.

Діаметр маточини:

d_М = (1,6 ч 1,8) d_к2 = (1,6 ч 1,8) 60= (96ч108) мм;

приймаємо d_М =100 мм.

Довжина маточини:

l_М = (1,2 1,6) d_к2 = (1,2 1,6) 60= (72 96) мм;

приймаємо l_М =80 мм.

Товщина обода:

д_о = (2,5 4) m_n = (2,5 4) 2= (5 8) мм;

приймаємо д_о =8 мм.

Товщина диску:

С = 0,3 b₂ = 0,3 50 = 16 мм;

приймаємо С =16 мм.

Внутрішній діаметр обода:

D₀ = d_f2 — 2д₀ =315,5−2· 8=299,5 мм;

приймаємо D₀ = 300 мм.

Діаметр центрового кола:

мм.

Діаметр отворів в диску:

мм;

приймаємо d_k=50 мм.

Розмір фасок розраховуємо за формулою:

n = 0,5 · m_n =0,5 · 2=1мм.

приймаємо n=1.