Расчет элементов корпуса редуктора

Материал корпуса редуктора СЧ 118 отливка в формовочную смесь толщина стенок корпуса:

принимаем δ=10мм

Толщина ребер жесткости

Толщина соединительных фланцев

Толщина фундаментного фланца

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем d_Ф.Б.=16мм

Диаметр подшипниковых болтов

Принимаем d_П.Б.=12мм.

Диаметр соединительных болтов

Принимаем d_Б.=12мм.

Ширина фланца

Высота под опоры гаек 1мм.

Шероховатость поверхности опорных участков

Плоскость соединения крышки редуктора:

Чистовая фрезеровка Ra=1,25

Поверхность под подшипник Ra=1,25

Поверхность гайки, основание редуктора, смотровая крышка Ra=3,2

5. Проектный расчет валов

Тихоходный вал

 

 

 

 

Для всех валов принимаем конструкционную сталь 45 ГОСТ

При расчете учитывается только кручение

где

M_KP =573000- вращающий момент на тихоходном валу

W_P – Осевой момент

Выражаем диаметр

Принимаем d=58мм

Диаметр под подшипник

Принимаем d_П=60мм

Диаметр под колесо

Принимаем d_К=64мм

 

Длины участков

Принимаем l₁=90мм

=10 - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l₂ =16 - ширина до фланца

l₃ =34 – ширина участка вала

l₄ =17- расстояние от фланца до подшипника

Крышки подшипников привертные.

В = 31мм – ширина подшипника.

Подшипник №312 d=60мм D=30мм В=31мм r=3.5мм С=62,9мм С₀=48,4мм.

Проверяем размерную цепь

10+35=17+31

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

Быстроходный вал

 

Диаметр выходной

Для удобства соединения с валом электродвигателя принимаем d=32мм

Диаметр под подшипник

Принимаем d_П=35мм

Подшипник №307 d=35мм D=80мм В=21мм r=2,5мм С=25,7мм С₀=17,6мм.

Диаметр за подшипником

Принимаем d_З.П.=38мм.

Длины участков

Принимаем l₁=50мм

= 10мм - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l₂ = 16мм - ширина крышки подшипника

Крышки подшипников привертные.

l₃=18мм размер до фланца

b₁=52мм ширина зубчатого венца

l₄=23мм

Проверяем размерную цепь

10+38=16+21

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

Промежуточный вал

При расчёте промежуточного вала учитывают диаметр под подшипником не может быть меньше d_п быстроходного вала, т.е. [τ] = 15 Н/мм².

Учитывают, что d₂ быстроходной ступени найден; d₁ тихоходной ступени найден.

Определяем диаметр вала

мм =>28 мм

Определяем диаметр вала под подшипником

d_п = d +(2…5) мм =30…33 => 40 мм

Определяем диаметр вала за подшипником

d_зап = d_п +(2…5) мм = 30+(2…5)= 52 мм

С учётом найденного d_п и схемы редуктора принимаем подшипник качения средней серии № 308, для которого :

d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм.

Ширина редуктора

В_р-ра = 13+10+27+52+20+23+12+10+38+10+34+10=310мм

Уточненный расчёт валов.

Тихоходный вал.

М_к=573Нм F_rT=3500Н F_tT=1270H

F_M= Нм

Определяем реакции в опорах:

Н

Н

 

Н

Н

 

Определяем суммарные радиальные реакции

Н

Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасном сечении.

Н∙м

Для валов выбираем сталь 45, для быстроходной шестерни термическая обработка-улучшение, для промежуточного вала улучшение и закалку ТВЧ. Для тихоходного вала улучшение.

Расчет на статическую прочность

где

М_max – суммарный изгибающий момент

М_kmax – крутящий момент

F_max=0 – осевая сила

W и W_K – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение

А – площадь поперечного сечения

Где

К_П=2,2 – коэффициент перегрузки

Нм

Нм

где

d=64мм – диаметр опасного сечения

b=18мм – ширина шпонки

h=12мм – высота шпонки

мм³

мм³

 

Частичные коэффициенты запаса прочности

где

- предел текучести материала

- предел текучести материала

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных сил.

где S_T=1,3…2 – минимально допустимое значение общего коэффициента запаса прочности по текучести

Статическая прочность обеспечена т.к.

Расчет на сопротивление усталости

где

=1,5…2,5 коэффициент запаса прочности

- коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениямэ

где

σ_а и τ_а – амплитуды напряжений цикла

σ_т и τ_т – среднее напряжение цикла

ψ_σD и ψ_τD – коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения

σ_-10 и τ_-10 – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σ_а=σ_и и σ_т=0, а касательные напряжения по отнулевому циклу: τ_а=τ_к/2 и τ_т=τ_к/2

тогда

М=135Нм М_К=573Нм W=22884,5мм³ W_К=48607,385мм³

τ_-1=240МПа и σ_-1=410МПа – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения

К_σD и К_τD – коэффициенты снижения предела выносливости

К_σ=2,2 и К_τ=2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

К_dσ=0,7 и К_dτ=0,7 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

К_Fσ=0,89 и К_Fτ=0,94 – коэффициенты влияния качества поверхности

К_V=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Запас прочности обеспечен т.к.