3. Определение геометрических параметров ступеней валов

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но, так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й – проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять терми­чески обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Механические характеристики сталей для изготовления валов (σ_в, σ_т, σ_-1) определяют по таблице ??????.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям круче­ния (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают на­пряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндричес­кое тело, количество и размеры ступней которого зависят от коли­чества и размеров установленных на вал деталей (рисунок 1).

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно гео­метрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l. Геометрические размеры легче всего задать используя графоаналитический метод предварительной компоновка редуктора.

Компоновка редуктора выполняется после завершения прочностных расчетов зубчатых передач и определения диаметров валов на миллиметровой бумаге карандашом в масштабе 1:1 (1:2).

Цели компоновки редуктора: получить минимальные внутренние размеры редуктора; проверка, не накладываются ли валы (зубчатые колеса) одной ступени редук­тора на валы (зубчатые колеса) другой ступени; определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков; определения точек приложения сил, нагружающих валы.

1. Определение размеров валов

Определим диаметры выходных участков валов редуктора из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях

, мм,

где [] = 20…30 МПа – для всех валов (меньшие величины – для быстроходных валов, большие для тихоходных валов),

Т – вращающий момент на валу, Нм.

Полученные значения d_вых округляют до ближайших больших стандартных значений по ряду размеров Ra 40 (по ГОСТ 8032-88): 10; 10.5; 11; 11.5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 125; 130; 140; 150; 160…

Зная диаметр выходной части вала, можно определить остальные диаметральные и линейные размеры вала. На рисунке 11 представлена типовая конструкция вала одноступенчатого редуктора.

Рисунок 11

Диаметр вала под подшипниками качения:

d₂= d_вал1 + 2t, мм.

Высоту буртика t, а также значения фаски подшипника r и ориентировочную величину фаски ступицы f можно определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени d по таблице 3:

d	17...24	25...30	32...40	42...50	52...60	62...70	71...85
t	2,0	2,2	2,5	2,8	3,0	3,3	3,5
r	1,6	2,0	2,5	3,0	3,0	3,5	3,5
f	1,0	1,0	1,2	1,6	2,0	2,0	2,5

Полученное значение диаметра вала под подшипник качения необходимо округлить до ближайшего большего значения из нормального ряда диаметров кратного 5 мм.

Для облегчения конструирования быстроходного вала можно изготовить шестерню совестно с валом – вал-шестерню (рисунок 12).

Переходной диаметр вала от подшипника до шестерни:

d₃ = d₂ + 3,2r, мм,

где r – размеры фаски подшипника (таблица 3).

Рисунок 12

Диаметры и длины ступеней валов необходимо округлять до ближайших стандартных чисел, определяя диаметр каждой последующей ступени по стандартному значению диаметра предыдущей.

Линейные размеры вала определяют по эмпирическим зависимостям или путем расчета.