Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса

δ'=1,5 , мм; δ'=1,5 =5,5 мм

Принимаем δ=6 мм

Диаметр стяжных болтов

= , мм; = =7,1 мм

 Принимаем d_Б=8 мм

Ширина фланца корпуса

K=3·d_Б, мм; K=3·8=24 мм

Толщина фланца корпуса и крышки корпуса

δ _фл=1,5· δ, мм; δ _фл =1,5·6=9 мм

Толщина фланца основания корпуса

δ _осн=2· δ, мм; δ _осн=2·6=12 мм

Толщина рёбер жесткости

_ж=5 мм

Диаметр фундаментальных болтов

d_ф= d_Б+2, мм;  d_ф= 8+2= 10 мм

Ширина фланца основания корпуса

К_Л=3·d_ф, мм; К_Л=3·10 =30 мм

Диаметр болтов основания крышек подшипников

для выходного вала: d_бк=6 мм;  для выходного вала: d_бк=8 мм.

Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

Сечение шпонки b x h выбираем по диаметру вала, длина l назначается на 5 ÷10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок. В обозначении шпонки указываются её размеры: b x h x l мм.

Входной вал

Длина выходного участка вала l_в1 принимается равной длине вала двигателя l₁:l_в1=50 мм. По диаметру d_в1=28мм и длине выходного участка L=l_в1 выбираем шпонку   8 x 7 x 50 мм.

Проверочный расчёт на смятие:

Ϭ_см=  ≤[Ϭ], _см; Ϭ_см= =9 см

Ϭ_см= 9≤[Ϭ]_см =120

Где t₁- глубина паза на валу

[Ϭ]_см = 120 МПа- допускаемое напряжение смятия.

Выходной вал

Для выходного участка по диаметру d_в2=50 мм и длине выходного участка L=2d_в2=90 выбираем шпонку 10 x 8 x 63.

Проверочный расчёт на смятие:

Ϭ_см= Ϭ_см=  ≤[Ϭ]_см ; Ϭ_см= =63 см

Ϭ_см= 63≤[Ϭ]_см =120

Для ступени под колесо сечение шпонки b x h выбираем по диаметру d_к2=65 мм, а длину- по длине ступицы колеса L=l_cт=80 мм 14х9х70 мм.

Проверочный расчёт на смятие:

Ϭ_см= Ϭ_см=  ≤[Ϭ]_см ; Ϭ_см= =54 см

Ϭ_см= 54≤[Ϭ]_см =120

Проверочный расчёт выходного вала

Расчёт и построение эпюр изгибающих моментов

Нагрузка на вал

                   F_t2=2400 H            F_r2=874 H              F_a2=750 H

Делительный диаметр червячного колеса: d₂= 150 мм

Расстояние между опорами: l₁= 22,5 мм; l₂= 22,5 мм

Плоскость Axz - действует сила F_t2

         

R_Bz= , H; R_Bz= =1200 H   R_Az= F_t2 - R_Bz =2400-1200=1200 Н

Изгибающий момент на участке X₁:

M_z1= -R_Az·x₁; M_z1=-2127·30= -2700 при х₁=0    M_z1=0;

при x₁ = l₁    M_z1= -R_Az·l₁, H; M_z1= -1200·22,5= -2700 H

Плоскость А _yx - действуют силы F_r2 и F_a2

  ;  

R_By = , H; R_By = =1687 H

 

;

R_Ay= , H; R_Ay = =813 H

Изгибающий момент на участке х₁ :

M_y1=R_Ay  х₁                                          при х₁=0    М_y1= 0;

M_y1=813  22,5 =18292,5 при х₁=l₁

Изгибающий момент на участке х₂:

M_y2=-R_By·x₂;          при х₂ = 0  M_y2=0;

M_y2= -1687·22,5 = -37957,5      при х₂=l₂     

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении

M₁= , H M₁= =32613 H

M₂= , H M₁= =46581 H

Максимальный суммарный изгибающий момент в опасном сечении

 M_{u max} = 46581 H·м

Крутящий момент на валу

T = T_вых·10³ = 180·10³ = 180000 Н·мм

                 

 

Расчёт коэффициента запаса усталостной прочности

Вал изготавливаем из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности Ϭ_в= 620 МПа и пределамиτ выносливости на изгиб Ϭ_-1 и кручение τ _-1:

Ϭ_-1=0,43·Ϭ_в=0,43·620=267 МПа

τ _-1=0,58·Ϭ_-1=0,58·267= 155 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений

k_Ϭ=0,9+0,0014·Ϭ_в=0,9+0,0014·620=1,768

k =0,6+0,0016·Ϭ_в=0,6+0,0016·620=1,592

Масштабные факторы

Ɛ _Ϭ=0,984-0,0032·d_k2=0,984-0,0032·50=0,82

Ɛ =0,86-0,003·d­_к2=0,86-0,003·50=0,71

Коэффициент шероховатости:                         β=0,92

Коэффициенты асимметрии цикла:                 ψ _Ϭ = 0,2;   ψ = 0,1

Осевой W и полярный W_p моменты сопротивления

W=0,1 - ; W=0,1 -

W_p= 0,2 - ; W=0,2 -

Где b, t₁- ширина и глубина шпоночного паза на валу

Напряжения в опасном сечении

Ϭ_a= , МПа; Ϭ_a= =6,1 МПа                        Ϭ_м=0;

τ _a= τ _m = , МПа; τ _a= τ _m = =3,8 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

n_Ϭ= ; n_Ϭ= =27

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения:

n_τ= ; n_Ϭ= =16

Общий коэффициент запаса усталостной прочности:  

n= ; n= =14

Проверка условия прочности   n =14 ≥ [n] = 1,7