VI. конструктивНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса

δ = 0,025 а_ф + 1 ≥ 8 мм;

δ = 0,025×140 + 1 =4,5 мм; принимаем δ = 8 мм.

Толщина стенок крышки

δ ₁ = 0,025 а_ф + 1 ≥ 8 мм;

δ ₁ = 0,025×140 + 1 =4,5 мм; принимаем δ ₁ = 8 мм.

Толщина пояса(фланца) корпуса

В = 1,5 δ = 1,5×8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса

В₁ = 1,5 δ = 1,5×8 = 12 мм.

Толщина бабышки корпуса

Р = 2,35 δ = 2,35×8 = 19 мм; принимаем Р = 20 мм

диаметры болтов:

- фундаментальные

d₁ = (0,03…0,036) а_ф+ 12 мм = (0,03…0,036) 140+ 12 = 16,2…17 мм;

Принимаем болты с резьбой М18;

- крепёжные болты крышки подшипника к корпусу

d₂ = (0,7…0,75) d₁ = (0,7…0,75)×18 = 12,6…13,5 мм;

Принимаем болты с резьбой М14;

- крепёжные болты крышки корпуса к корпусу

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (0,5…0,6)×18 = 9…10,8 мм;

Принимаем болты с резьбой М12;

- растояние между внешней стороной зубчатого колеса и внутренной стороной стенки корпуса:

по диаметру а = 1,2 δ = 1,2×8 = 9,6 мм;

с торца а₁ = δ = 8 мм;

- минимальное расстояние между зубчатым колесом с днищем корпуса:

а₂ ≥ 2,5 δ = 2,5×8 = 20 мм.

Также должны учитываться следующие условия :

1) расстояние а₂ должно быть дастаточно для того чтобы в масленной ванне колесо не задела осадков;

2) объём масленной ванны зависит от величины растояния а₂ .

VII. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПодшипникОВ

1. 
   7.1Быстроходный(ведущий) вал
   

По предыдущим расчётам известно: F_t=1843 H; F_r=671 H; F_o=0 H; d₁=56 мм; l=100 мм; T₁=51,6×10³ H мм.

1. Конструкцию вала заменяем на схему т.е. нагрузку, опоры и вал схематизируются. (7.1 рис).

2. Изгиб на вертикальной плоскости.

а) Определяем опорные реакции. Так как зубчатое колесо симметрично распологается на валу:

R_1y = R_2y = F_r1 / 2 = 1080 / 2 = 540 H.

R_1y = R_2y = F_r1 / 2 = 1080 / 2 = 540 H.

б) Определяем изгибающие моменты.

1- опора: М_х1 = -R_1y z₁ ; 0 ≤ z₁ ≤ 50 ; z₁ = 50 мм.

когда z₁ = 0 : то М_х1 = 0.

когда

---

z₁ = 50 мм: то М_х1 = -540×(-50) = 27000 Н мм.

2- опора. М_х2 = R_2y z₂ ; 0 ≤ z₂ ≤ 50 ; z₂ = 50 мм.

когда z₂ = 0: то М_х2 = 0.

когдаz₂ = 50 мм: то М_х2 = 540×50 = 27000 Н мм.

строим эпюру изгибающих моментов М_х.



7.1 рис. Расчётная схема ведущего вала.
3. Изгиб на горизонтальной плоскости.

а) Определяем опорные реакции:

R_1х = R_2х = F_t1 / 2 = 2969 / 2 = 1484,5 H.

б) Определяем изгибающие моменты:

1 -опора:

М_у1 = R_1х z₁ ; 0 ≤ z₁ ≤ 50 ; z₁ = 50 мм.

когдаz₁ = 0: то М_у1 = 0.

когдаz₂ = 50 мм: то М_у1 = 1484,5×50 = 74225 Н мм.

2 -опора:

М_у2 = -R_2х z₂ ; 0 ≤ z₂ ≤ 50 ; z₂ = 50 мм.

когда z₂ = 0: то М_у2 = 0.

когдаz₂ = 50 мм: то М_у2 = -1484,5×(-50) = 74225 Н мм.

строим эпюру изгибающих моментов М_у.

4. Крутящий момент

М_к1 = Т₁ = 98000 Н мм.

строим эпюру изгибающих моментовМ_к.

5. Равнодействующая опорных реакций:

R₁ = H;

R₂ = R₁ = 1579 H.
6. Равнодействующая изгибающих моментов:

М_э = Н мм.
7.2. Проверяем выбранные подшипники на долговечность
7.2.1. Ведущий вал
Параметры выбранного подшипника 106 :

- внутренний диаметр d = 40 мм;

- внешний диаметр D = 80 мм;

- ширина В = 18 мм;

- динамическая грузоподъёмность С = 32 кН;

- статическая грузоподъёмность С_о = 17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по следующей формуле:

Р_э = (Х VF_r+ YF_o) K_б К_Т;

где F_r = R = 1579 H – радиальная нагрузка равная равнодействующей опорных реакций;

F_о

---

=0 – так как шестерня прямозубая осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутренее кольцо, коэффициент;

K_б = 1,3…1,5 –коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент ,когдаt < 100 ^oС ;

X и Y – радиальный и осевой коэффициент нагрузки.

Когда отношение F_о/ С_о = 0 , то будет X=1 и Y=0.

Определяем эквивалентную нагрузку

Р_э = 1×1×1579×1,5×1 = 2368 Н = 2,368 кН.

Расчёт долговечности в часах:

L_h = часов.

Срок работы подшипников для зубчатых редукторов принимается 10000...40000 часов.

7.2.2. Ведомый вал

Параметры выбранного подшипника 114:

- внутренний диаметр d = 45 мм;

- внешний диаметр D =85 мм;

- ширина В = 19мм;

- динамическая грузоподъёмность С = 33,2кН;

- статическая грузоподъёмность С_о = 18,6 кН.

Расчёт долговечности в часах:

L_h = часов.
VIII. ПРОВЕРКА НА ПРОЧНОСТЬ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем размеры призматической шпонки по ГОСТ 23360-78 бўйича қабул қилинади.

Материал шпонки – Сталь 45 нормаллизация.

Напряжение на смятие и условие прочности на смятие:

;

где [σ_см] – допускаемое напряжение на смятие:

для стальной ступицы [σ_см]=100…120 Н/мм²;

для чугунной ступицы [σ_см]= 50…70 Н/мм²;

d –диаметр вала;

h –высоташпонки;

b – ширинашпонки;

l – длинашпонки;

t₁ –длина выямки навалу.

---

8.1. Ведущий вал

d = d_кр = 34 мм; T = T₁ = 98 Н м.

Размеры шпонки: b×h = 10×8 мм²; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 56 мм (Муфта упругая втулочно-пальчиковая - МУВП когда длина полумуфты 58 мм).

Напряжение на смятие

Н/мм².

Полумуфты МУВП изготовливаются из чугуна СЧ21-40, поэтому

σ_см= 41,7 Н/мм² < [σ_см] = 50…70 Н/мм² – условие прочности на смятие выполняется.
8.2. Ведомый вал
d = d_вг = 50 мм; T = T₂ = 257 Н м.

Размеры шпонки: b×h = 14×9 мм²; t₁ = 5,5мм; l = 40 мм (когда длина ступицы колеса l_ст = 54 мм)

Напряжение на смятие

Н/мм².

На выходной части ведомого вала размером d_чк=40 мм нарезаются шлицы. Размеры шлицы берём:

z×d×D×b = 8×36×40×7 мм;

S_р = 182 мм³/мм – относительный (длины) суммарный статический момент рабочих поверхностей (ГОСТ 21425-75);

l = 60 мм – длина шлицы.

Расчёт на смятие шлицы проверяется:

.

Для неподвижного соединения при лёгких эксплуатационных условиях

[σ_см]=40…100 Н/мм².

Н/мм².

σ_см=23 Н/мм² < [σ_см]=40…100 Н/мм² – условие прочности на смятие выполняется.

Так как напряжение на смятие маленькое для выходной части ведомого вала можно использовать шпонку: b×h = 10×8; t₁ = 5 мм; l = 56 мм.

Напряжение на смятие шпонки:

Н/мм² < [σ_см] – условие прочности на смятие выполняется.
IХ. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Принимаем нормальное напряжение на изгиб изменяются по симметричекому циклу, а касательные напряжения кручения нулевому(пульсирующему) циклу.

Уточнённый расчёт валов расчитан на определение коэффициента запаса прочности S для сопоставления с допускаемым значением коэффициента запаса прочности [S]. Условие прочности выполняется когда S > [S]. Допускаемый коэффициент запаса прочности [

---

S]=1,7…2,5.
9.1. Ведомый вал.
Материал вала – сталь 45 нормализация; σ_в = 890 Н/мм².

Крутящий момент Т₂ = 257×10³ Н мм.

Предел допуска симметрического цикла при изгибе по нормальным напряжениям σ_-1 = 0,43 σ_в = 0,43×890 = 382 Н/мм².

Предел допуска симметрического цикла при изгибе по касательным напряжениям τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 0,58×382 = 222 Н/мм².

Расчитываем опасное сечение под колесом.

На шпоночной выемке возникает концентрация напряжений.

Диаметр вала под зубчатое колесоd_чк= 40 мм,размеры шпонки:

b=12 мм; h=8 мм; t₁=5 мм.

Осевой момент сопротивления в сечении вала

W_x= =

= 6280-918 = 5362 мм³.
W_{p =}

= 17883-918 =16965 мм³.

Амплитуда циклов касательных напряжений

τ_а = τ_т = 7,5 Н/мм².


9.1 рис. Изменения касательных напряжений по нулевому(пульсирующему) циклу.

цикл амплитуды изменения составляющего нормального напряжения на изгиб по симметричекому циклу

σ_а = σ_тах = ; σ_т = 0 ;

бу М_э = 49034 Н мм – изгибающий момент под зубчатым колесом.

σ_а = σ_тах = 9,14 Н/мм².




9.2 рис. симметричекий цикл нормального напряжения по изгибу.

Коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению

;

где К_σ = 1,5…2,0 – коэффициент концентрации нопряжения изгиба для шпоночной канавки (каф. У.П., 11 стр);

ε_σ = 0,83 – масштабный коэффициент;

σ_т = 0 – среднее напряжение изгиба;

φ_σ = 0,1–коэффициент правки среднего составлящего цикла ;

---

Смотрите также файлы

• Три вида электронной демократии с точки зрения взаимодействия граждан и органов публичной власти.docx

• Профилактика конфликтных ситуаций посредством этических тренингов.doc

• Арыстан баб кесенесі.doc

• Основы физической и спортивной подготовки.docx

• Расчет техникоэкономических показателей проектируемого швейного потока по изготовлению женской блузки на 30чел.docx