4. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора.
4.1. Толщина стенки корпуса.
мм.
Принимаем
мм.
4.2. Толщина стенок крышки.
мм.
Принимаем
мм.
4.3. Толщина верхнего пояса корпуса.
мм.
Толщина пояса крышки.
мм.
Толщина нижнего пояса корпуса.
мм.
Принимаем Р = 24 мм.
Диаметр фундаментальных болтов.
мм.
Принимаем фундаментальные болты с резьбой М22.
Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников.
мм.
Принимаем болты с резьбой М18.
Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом.
мм.
Принимаем болты с резьбой М14.
5. Первый этап эскизной компоновки редуктора.
5.1.
Проводим горизонтальную осевую линию
– ось симметрии редуктора, затем две
вертикальные линии на расстоянии
мм (рис. 5.1).
5.2. Вычерчиваем шестерню и зубчатое колесо (рис. 5.1).
5.3. Проводим внутреннюю стенку корпуса (рис. 5.1).
5.3.1.
Зазор между торцом шестерни и внутренней
стенкой корпуса (рис. 5.1)
мм.
5.3.2.
Минимальное расстояние от окружности
выступов колеса до внутренней стенки
(рис. 5.1) принимаем
мм.
5.3.3.
Минимальный зазор
мм.
5.4. Размещаем подшипники вала для прямозубой передачи (рис. 5.1).
Так
как ширина мазеудерживающего кольца
мм, то принимаем
мм.
Из схемы компоновки следует:
мм
=0,0895 м,
мм
= 0,093 м,
где
мм (п. 3.5).
Рис. 5.1. Схема компоновки редуктора
5.5. Определяем центр тяжести колеса клиноременной передачи.
Зазор между подшипником и ведомым шкивом принимаем:
мм.
Ширину ведомого шкива (рис. 5.2.) определяем по формуле:
,
г
де
(п. 2.10) - число канавок (ремней).
Для типа ремня В (с. 276, табл. 9.13, [7]) находим:
мм,
мм,
тогда
мм.
Рис. 5.2. Основные размеры шкива
Из схемы компоновки (рис. 5.1) следует, что
мм
= 0,1035 м,
где В2 = 23 мм (п. 3.11).
6. Проверка условия прочности при совместном действии изгиба и кручения.
По третьей теории прочности:
,
где
- эквивалентное напряжение,
– наибольшее нормальное напряжение
изгиба,
-
наибольшее касательное напряжение при
кручении,
- момент сопротивления при изгибе,
– полярный
момент сопротивления при кручении.
,
тогда
, (6.1)
Допускаемое напряжение
,
где
- коэффициент запаса прочности.
Если
(п. 3.5 и п. 3.10.1), то ведущий вал и шестерня
изготовлены, как одна деталь. Тогда
материал вала – сталь 40ХН (п. 3.1),
термическая обработка – улучшение,
предел текучести
МПа (п.3.1) и допускаемое напряжение будет
равно:
Н/мм2.
Для ведомого вала принимаем сталь 45, термическая обработка – улучшение (с. 170, табл. 8.7. [5]), тогда
МПа,
МПа,
а допускаемое напряжение
Н/мм2.
6.1. Для ведущего вала строим эпюры крутящих и изгибающих моментов.
Рассматривая ведущий вал отдельно, приведем все силы, возникающие в зацеплении к центру тяжести вала. В результате этого получим вращающий момент (рис. 6.1).
Рис. 6.1. Приведение окружной силы к центру сечения вала
Н·м,
где
Н, (п.
3.7)
мм, (п. 3.5)
6.1.1. Вычисляем и строим эпюру крутящих моментов по участкам вала.
М·м,
М·м,
.
В
масштабе М 1:40 строим эпюру
(рис. 6.2).
6.1.2. Вычисляем и строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Определяем реакции опор. Из схемы (рис.6.2) следует, что
ZA =Zв =Ft /2=4519, 72 Н,
где
Н, (п. 3.7)
Проверка:
; 
;
,
.
Вычисляем значения изгибающих моментов по участкам вала.
,
,
Н·м,
.
В
масштабе М 1:20 строим эпюру
(рис. 6.2).
6.1.3. Вычисляем и строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Определяем реакции опор.
,
,
Н,
где
Н, (п. 2.11.)
Н, (п.
3.9)
м. (п.
5.5)
.
,
Н.
Проверка:
,
,
,
.
Вычисляем значение изгибающих моментов по участкам вала.
,
Н·м.
Н·м.
.
В
масштабе М 1:10 строим эпюру
(рис. 6.2).
6.1.4. Вычисляем и строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Так как эпюры и расположены в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, то суммарное значение можно вычислить, пользуясь теоремой Пифагора:
,
Н·м,
Н·м,
.
В
масштабе М 1:20 строим эпюру
(рис. 6.2).
Из построенных эпюр и (рис. 6.2) следует, что опасным сечением является сечение 3, где
ТК = 632,76 Н∙м = 632,76∙103 Н·мм,
=
404,84 Н·м = 404,84∙103
Н∙мм.
Тогда при
мм (п.
3.10.1)
и
Н/мм2 (п.
6)
условие прочности (6.1)
, (6.1)
Н/мм2
Н/мм2
т.е. условие прочности выполняется.
Рис. 6.2. Эпюры ведущего вала