4.3 Расчет элементов корпуса.

Толщина стенки корпуса

мм - примем 8мм

толщина стенки крышки

δ₁=0,9 δ=8*0,9=7,2мм –примем тоже равной 8мм

для фланцев толщина

S=1.5 δ=1.5*8=12мм

S₁=1.5 δ₁=1.5*8=12мм

Диаметр болтов

d= мм – принимаем по ГОСТ 7805-70 болт с резьбой М14

ширину фланца примем К=28мм

расстояние от края до центра отверстия

С=0.5К=0.5*28=14мм

Шаг расположения центров болтов по периметру

B=(10..15)C=(10..15)14=140…210мм

Толщина лапы

δ_л=2.35 δ=2.35*8=18.8мм -примем =20мм

Технология изготовления и порядок сборки корпуса редуктора.

1. Получаем отливкой корпус и крышку.

2. Обрабатываем контактирующие поверхности фланцев крышки и корпуса.

3. Сверлим отверстия на корпусе под центровочные штифты, далее отмечаем и просверливаем отверстия на крышке.

4. Забиваем штифты в корпус и устанавливаем крышку при помощи этих штифтов, далее стягиваем крышку и корпус при помощи струбцин.

5. Сверлим отверстия в крышке и корпусе под крепежные болты (т.к. диаметр отверстий больше 10 мм, то они были предварительно получены при отливке корпуса и крышки), нарезаем резьбу.

6. Собираем корпус редуктора при помощи болтов и устанавливаем его на фрезерном станке, далее за один установ получаем посадочные отверстия под подшипники.

7. Торцевой фрезой обрабатываем поверхности, контактирующие с крышками подшипников.

8. Сверлим отверстия под болты для крепления крышек подшипников и нарезаем в них резьбу.

9. Обрабатываем отверстие под масляный щуп.

10. Обрабатываем поверхности для установки крышек для залива и слива масла, а также для контроля состояния зубьев передачи.

11. Обрабатываем поверхности, контактирующие с рамой, к которой крепится корпус редуктора.

12. Обрабатываем отверстия под болты для крепления корпуса к раме.

5. Расчет тихоходного вала.

5.1 Проверочный расчет тихоходного вала

Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок

Тихоходный вал редуктора, для расчетов нагрузок необходимо представить в виде расчетной схемы. При переходе от конструкции к расчетной схеме производим схематизацию нагрузок, опор и формы вала. Вследствие такой схематизации расчет валов становиться приближенным.

Действительные нагрузки не являются сосредоточенными, они распределены по длине шестерни, ширине подшипника и так далее. Расчетные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные. В данном случае вал нагружен силами F_t и F_r, действующими в полюсе зацепления, и крутящим моментом Т на полумуфте.

Найдем величины сил Ft, Fr и Fм:

При максимальных нагрузках:

Определение силы возникающей в муфте:

- в силу неточностей.

При максимальных нагрузках:

Размеры l₁, l₂, l₃, l и c определяем по чертежу:

5.2 Построение эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости

Определение реакций опор

Проверка:

- верно

При максимальных нагрузках уравнения аналогичны:

5.3 Построение эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости

Определение реакций опор

Проверка:

- верно

При максимальных нагрузках уравнения аналогичны:

5.4 Определение опасного сечения

По эпюрам изгибающих моментов определяем опасное сечение. Очевидно, что сечение I-I – самое опасное сечение. Определяем изгибающий момент этого сечения.

Последующий расчет будем вести по этому сечению.

5.5 Проверочный расчёт валов на усталостную прочность опасных сечений:

Расчёт проводят по коэффициенту запаса

- коэффициент запаса, где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

, где

- пределы выносливости материала при изгибе и кручении;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к асимметрии;

К_L=1

К_констр=1

σ_м <<σ_a - В расчете можно пренебречь

ψ_в=0,15;

ψ_τ=0,1; - для легированных сталей

- осевой момент инерции. Равен корню из суммы квадратов осевых моментов в горизонтальной и вертикально плоскостях соответственно.

Итоговые подсчёты:

Условие выполняется.