12.2 Проверочный расчет тихоходного вала.

Нормальные напряжения во 2 –м сечении вала, Н/мм²:

;

где М = М₂ =318 Н*м (п. 10.2)

Следовательно,

Нормальные напряжения в 3 –м сечении вала, Н/мм²:

где М=М₃ = 411 Н*м (п. 10.2)

W_НЕТТО = 0,1*d³ = 0,1*55³=16638 мм³

Касательные напряжения во 2-м сечении определяются, Н/мм²:

Где Т=Т₂ = 500 Н*м (п. 10.2)

Касательные напряжения в 3-м сечении определяются, Н/мм²:

В 3-м сечении нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведется только для 3-го сечения вала, которое называется расчетным.

; К_σ = 1,8 [2, стр. 271, табл.11.2]

К_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 272, табл.11.3]

К_F = 1,5 - коэффициент влияния шероховатости. [2, стр. 272, табл.11.4]

К_У = 1,6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [2, стр. 272, табл.11.5]

К_τ = 1,75 – коэффициент концентрации касательных напряжений [2, стр. 271, табл.11.2]

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется:

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяется:

.

Условие прочности выполняется.

Дальнейшее снижение коэффициента запаса прочности вала в опасном сечении нецелесообразно, т.к. это повлечет за собой уменьшение диаметра цапфы вала. Это, в свою очередь, отрицательно повлияет на грузоподъемность подшипников тихоходного вала.

13 Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения приводного вала с тихоходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 710-50-1 ГОСТ 21424-93 [4, стр. 252], номинальный момент Т_НОМ=710 Н*м, посадочный диаметр d₁=50 мм, длина L = 170мм.

Выполняем проверочный расчет муфты упругой втулочно-пальцевой:

(100)

где Т = Т₂ = 500 Н*м.

К=1,25 - коэффициент режима нагрузки муфты для приводов технологического оборудования.

Следовательно, .

Проверочный расчет пальцев и упругих колец.

Окружное усилие, приложенное к пальцам, Н:

(101) где М_К = Т₂ = 500 Н*м (п. 2.2)

D₀ = 136 мм – диаметр окружности, по которой расположены пальцы.

Следовательно,

Напряжение изгиба для одного пальца, Н/мм²:

(102)

где z = 6- количество пальцев

d = 18 мм – диаметр пальца

l₂ = 82 мм

-допускаемое напряжение изгиба

Следовательно,

Условие прочности выполняется.

Напряжение смятия упругих колец определяем по их внутреннему диаметру и длине.

Напряжение смятия для одного кольца рассчитываем, Н/мм²:

(103)

где l_в = 36 мм – длина втулки, мм

Следовательно,

условие выполняется.

Муфта пригодна.

14 Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары и в подшипниках. Материал корпуса серый чугун СЧ-15, способ изготовления – литье. Корпус редуктора разъемный, предусмотрены две плоскости разъема.

Толщина стенки корпуса, мм:

(104) где Т= Т₂=500 Н*м (п. 2.2)

Следовательно,

Фланцевые соединения предназначены для соединений корпусных деталей редуктора.

Проектируются фундаментные, фланцы подшипниковых бобышек с креплением, фланец для крышки подшипникового узла быстроходного вала и штифтовые фланцы.

Фундаментный фланец.

Крепится к плите или раме болтами М16-8g*60.66.029 ГОСТ 7798-70. d₁=16 мм.

Высота фланца h₁ = 1,5*d₁= 1,5*16=24 мм. (105)

Ширина платика b₁ = 2,4*d₁+δ = 2,4*16+11=50 мм (106)

Высота ниши (107)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=43 мм; С=19 мм; D₀= 28 мм; b₀=1 мм; d₀ =18 мм.

Фланец подшипниковых бобышек с креплением.

Предназначен для соединения верхней, средней и нижней частей корпуса. Крепежные детали винт М10-6g*60.68.029 ГОСТ 11738-84.

Высоту фланца принимаем конструктивно (108)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=26 мм; С=13 мм; D₀= 20 мм; b₀=16 мм; d₀ =14 мм.

Фланец для крышки подшипникового узла.

Отверстия подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов закрываются врезными крышками.

Диаметр подшипниковых бобышек определяется, мм:

(109)

Для подшипниковых бобышек быстроходного вала, мм:

Для подшипниковых бобышек тихоходного вала, мм:

Проверяем прочность стяжных винтов подшипниковых узлов тихоходного вала редуктора.

Максимальная реакция в вертикальной плоскости R_CY = 1126 Н. Диаметр винта d = 10 мм, шаг резьбы 1,5 мм, класс прочности 6.8 из стали 30 ГОСТ 11738-84.

Сила, приходящаяся на один винт, Н:

(110)

К=2,5 коэффициент затяжки при переменной нагрузке;

х=0,25 – коэффициент основной нагрузки

Механические характеристики материала винтов

;

Допускаемое напряжение (111)

Расчетная сила затяжки винтов, Н:

(112)

Площадь опасного сечения винта, мм²:

(113)

Эквивалентные напряжения, Н/мм²:

(114)

Фланец для крышки смотрового люка.

Размеры фланца устанавливаются конструктивно. Люк крепится к верхней части корпуса винтами А.М6-6g*25.48 ГОСТ 17473-84