Материал: zapiska
Толщина: 
принимаем
8
мм.
Определяем диаметр крышки:
(5.1)
;
приняли из таблицы 11.1.1 Основные параметры
крышек подшипников
Размеры подшипников определяем из таблицы Г.2 Подшипники шариковые радиально упорные однорядные ГОСТ 831-75. Средняя серия
d=25 мм; D=62мм; B=17мм
Производим выбор формы и размеров основных элементов корпуса:
Ширина фланцев редуктора в зависимости от диаметра болта:
(5.2)
где
=24мм и 
=8мм- параметры, зависящие от диаметра
болта.
S=45
Минимальное расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:
-до боковой поверхности вращающейся части:
c=8 (5.3)
-до боковой поверхности подшипника качения:
(5.4)
Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:
(5.5)
6 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
6.1 Определение нагрузок на тихоходном валу редуктора
Принимаем материал
вала – сталь 55, улучшенная,
МПа,
МПа.
Составляем расчётную схему вала (рисунок 5.1, а). Линейные размеры a = 82 мм, b = 110 мм, с = 90 мм определяем из эскизной компоновки редуктора, приведенной в приложении I.
Прикладываем к валу на расчетной схеме внешние усилия.
Усилия в зубчатом зацеплении определены в п. 3.2 и составляют:
‑ радиальное
Н;
‑ окружное
Н.
‑ осевое
Н
На выходном конце тихоходного вала редуктора установлена жёстко-компенсирующая муфта.
Так как внешние нагрузки, действующие на вал расположены в различных плоскостях составляем расчётные схемы для вала в горизонтальной плоскости (рисунок 3.1, б) и вертикальной плоскости (рисунок 3.1, г). Для каждой расчётной схемы определяем реакции опор и строим эпюры изгибающих моментов.
Рассматриваем горизонтальную плоскость:
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры A
; (6.2)
Отсюда определяем
реакцию
:
, (6.3)
Н.
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры B:
; (6.4)
Отсюда определяем
реакцию
:
, (6.5)
Рисунок 6.1 – Расчётная схема и эпюры моментов тихоходного вала редуктора
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 6.1, в):
Н∙м;
Н∙м.
Рассматриваем вертикальную плоскость:
Определяем момент
от осевого усилия
:
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры A;
. (6.8)
Отсюда определяем
реакцию
:
, Н, (6.9)
Н.
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры B:
. (6.10)
Отсюда определяем
реакцию
:
(6.11)
Н.
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 3.1, д):
Н∙м,
Н∙м.
Строим суммарную эпюру изгибающих моментов (рисунок 3.1, е).
Н·м,
Н·м.
Строим эпюру крутящих моментов (рисунок 3.1, ж).
6.2 Расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
Условие усталостной выносливости вала согласно [3] выглядит в виде
, (6.12)
где
‑ коэффициент
запаса для вала по усталостной
выносливости;
‑ допускаемый
коэффициент запаса для вала по усталостной
выносливости
= 1,5.
Коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости определяется по формуле
, (6.13)
где
‑ коэффициент
запаса для вала по усталостной выносливости
по напряжения изгиба;
‑ коэффициент
запаса для вала по усталостной выносливости
по напряжения кручения.
Коэффициенты запаса для вала по усталостной выносливости по напряжения изгиба и кручения определяются по формулам:
, (6.14)
, (6.15)
где 
и 
‑ пределы
усталостной выносливости по
напряжениям изгиба
и кручения соответственно;
и 
‑ амплитуды
циклов напряжений изгиба и кручения
соответственно;
и 
‑ средние
напряжения циклов напряжений изгиба и
кручения соответственно;
и 
‑ коэффициенты,
корректирующие влияние средние напряжения
циклов напряжений изгиба и кручения на
усталостную выносливость;
и 
‑ коэффициенты
концентрации напряжений.
Пределы усталостной выносливости по напряжениям изгиба и кручения определяются в зависимости от предела прочности материала вала по формулам:
, МПа,
(6.16)
, МПа,
(6.17)
МПа,
МПа.
Напряжения изгиба изменяется по знакопеременному циклу для которого амплитуда цикла напряжений изгиба равна максимальному значению напряжений изгиба, а среднее напряжение цикла напряжений изгиба равно нулю, т.е:
,
, (6.18)
где 
‑ максимальное
значение напряжений изгиба.
Максимальное значение напряжений изгиба определяется для опасного сечения вала. Опасным сечением вала является сечение, на которое действуют наибольшие изгибающий и крутящий моменты. В нашем случае опасным сечением (согласно рисунку 5.1) будет сечение в опоре В. Для данного сечения напряжения изгиба определяются по формуле:
, (6.19)
где
‑ осевой
момент сопротивления опасного сечения.
Для вала круглого сечения осевой момент сопротивления определяется по формуле:
, (6.20)
где 
‑ диаметр
вала в опасном сечении;
м3.
Тогда :
Па
= 101,99 МПа.
Напряжения кручения изменяется по отнулевому циклу для которого амплитуда цикла напряжений кручения равна среднему напряжению цикла напряжений кручения и составляет половину максимального значения напряжений кручения.