7. Конструирование корпусных деталей.

7.1. Конструирование и расчет толщины стенки корпуса и крышки.

d=0,025·а+3 (7.1)[4,с.278]

где d- толщина стенки корпуса

d=0,025·140+3=6,5

принимаем d=8 мм; d₁=8 мм [2,с.234]

где d₁- толщина стенки крышки.

7.2. Расчет расстояний между деталями передач.

7.2.1. Расчет расстояния между стенками корпуса и поверхностью вращающихся деталей.

а= +4 мм (7.2)[2,с.27]

где L=103+140+175¤2=330,5

а= +4=11

7.2.2. Расчет расстояния между дном корпуса и поверхностью колес.

b³4·а (7.3)[2,с.27]

b=4·11=44 мм

7.2.3. Расчет расстояний между торцовыми поверхностями колес.

с=(0,3..0,5)·а=4 мм (7.4)[2,с.27]

7.3. Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора.

R₁=0,5·d_а4+а мм (7.5)[2,с.238]

где d_а4- внешний диаметр зубчатого колеса. Т- ступени.

d_а4= d₄+2·mа (7.6)

d_а4=206+2·2=210 мм

R₁=0,5·210+11=116 мм

R_d=0,5· d_а2+а (7.7)[2,с.238]

где d_а2- внешний диаметр зубчатого колеса d ступени.

d_а2= d_е2+2·m·Cos(d₂) (7.8)[4,c.216]

d_а2=175+2·2·Cos(68°11'55")=176,5

R_d=0,5·176,5+11=99,25

Рис. 7.1. Эскиз конструктивного оформления корпуса редуктора

7.4. Размеры конструктивных элементов.

f=(0,4..0,5)·d₁ (7.9)[2,c.239]

f=0,5·8=4 мм

b=1,5·d (7.10)[2,c.239]

b=1,5·8=12 мм

b₁=1,5·S₁ (7.11)[2,c.239]

b₁=1,5·8=12 мм

l=(2..2,2)·d (7.12)[2,c.239]

l=2·8=16 мм

7.5. Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнезд.

D_n=D_ф+(4..5) мм (7.13)[2,с.240]

где D_n- диаметр прилива

D_n1=86+4=90 мм (Входной)

D_n2=104+4=108мм (Промежуточный)

D_n3=122+4=126мм (Выходной)

Рис. 7.2. Эскиз конструктивного оформления подшипниковых гнезд

7.6. Крепление крышки к корпусу.

Рис. 7.3. Эскиз соединения крышки редуктора с корпусом

Для соединения крышки с корпусом используем винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником.

Рис. 7.4. Эскиз соединения крышки редуктора с корпусом

d=M12

d₀=13 мм

K₁=2,2·d=30 мм

c₁=0,5·K₁=13,2 мм

2,5·d=30 мм

1,5·d=16 мм

D=2·d=24 мм [2,c.240]

h^'=D_n3·0,5=126·0,5=63 мм

h₀=2,5·(d+d)=2,5·(12+8)=50 мм

Рис. 7.5. Эскиз соединения крышки редуктора с корпусом

Рис. 7.6. Эскиз штифтового соединения

d_шт=(0,7..0,8)· d»9,6 мм

По ГОСТ 9464-79

d_шт=10 мм

d₁=М5

l₁=9 мм

l=30 мм

К=2,7· d=2,7·8=21,6

К·0,5=10,8

Рис. 7.7. Эскиз конструктивного оформления опорной части корпуса

g=(2,3..2,4)·d=19 мм

7.7. Расчет проушин для подъема и транспортировки крышки, корпуса и собранного редуктора.

Рис. 7.8. Эскиз конструктивного оформления проушин для транспортировки

S=(2..3)·d₁=20 мм [2,c.245]

d=3·d₁=24 мм [2,c.245]

R=d=24 мм [2,c.245]

Рис. 7.9. Эскиз конструктивного оформления проушин для транспортировки корпуса

d=3·d=24 мм [2,c.46]

S=(2..3)·d₁»20 мм [2,c.46]

R=d=24 мм [2,c.46]

8. Расчет валов на прочность.

Выполним расчет входного, промежуточного и выходного валов на прочность. Для этого нам нужны следующие параметры:

T₁=54,7 Нм T₂=130 Нм Т₃=349,5 Нм

dm₁=60 мм dm₂=150 мм d₂=40 мм d₃=45 мм

d₁=21°48'05" d₂=68°11'55"

Материал для вала сталь 45 улучшение.

s_b=750 МПа s_Т=450 МПа

8.1. Расчет входного вала.

8.1.1. Определение допускаемой радиальной нагрузки на выходном конце вала. F_M.

F_M=250· (8.1)[3,c.298]

F_M=250· =1849 Н

8.1.2. Определение сил в зацеплении.

F_t=2·T₁/dm₁ (8.2)[3,c.152]

где- F_t- окружная сила

F_t=2·54,7·10³¤60=1823,3 Н

F_а=F_t·tg(a)·sin(d₁) (8.3)[3,c.152]

где- F_а- осевая сила

F_а=1823,3· tg(20°)·sin(21°48'05")=246,45

F_r=F_t· tg(a)·cos(d₁) (8.4)[3,c.152]

где- F_r- радиальная сила

F_r=1823,3· tg(20°)·cos(21°48'05")=616,17 H

8.1.3. Определяем реакции в опорах и строим эпюру изгибающих и крутящих моментов.

Z

®F₀

¯F_r

Y X

XOY:

F_t+R²₂=R²₁

0=R²₂·89-F_t·38

R²₂= F_t·38/89=778,5

0=R²₁·89-F_t·88

R²₁= F_t·88/89=1802,8

M(II)=F_t·38=69285,4

M(III)= F_t·88- R²₁·89=1,2»0

XOZ:

F_r+ R^B_Z= R^B_1­

F_a- создает момент M_a

M_a=F_a·dm₁/2

M_a=246,45·30=7393,5

0=M₁+R^B₁·89- F_r·88

R^B₁=(F_r·88- M_a)/89=526,2

0= M_a- F_r·38+R^B₂·50

R^B₂= (F_r·38- M_a)/89=180

M(I)=M_a=7393,5

M(II)=F_r·38-M_a=16021

M(III)=F_r·88-M_a-R^B₁·89=2,34»0

Плоскость направления силы F_М

M(III)=F_M·50=92450

R^M₁=(F_M·50)/89=1098,8

R^M₂=(F_M·130)/89=2700,8

8.1.4. Расчет усталостной прочности.

По формуле (8,5) определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях

n= ³[n] (8.5)

[n]=1,5 [3,c.299]

где n- запас прочности

n_d- запас прочности вала по напряжениям изгиба.

n_t- запас прочности по напряжениям кручения

Опасными участками считаются те участки, где больший момент. В нашем случае это сечение (II) и (III) (Это сечение вала с подшипником)

Для сечения (II): изгибающий момент:

М=

М=

Крутящий момент Т=54,7·10³

d_Н=М¤W_u (8.6)[3,c.301]

где- d_Н- напряжение изгиба

W_u- сопротивление изгибу

W_u=0,1·d³_ш (8.7)[3,с.301]

где d_ш- диаметр вала в сечении (II)

d_u=71113,6/(0,1·28³)=32,4 МПа

t= Т¤W_р (8.8)[3,с.301]

где t- напряжение кручения

W_р- сопротивление кручению

W_р=0,2·d³_ш (8.9)[3,с.301]

t=54,7·10³¤(0,2·28³)

s_-1=0,4·s_в (8.10)[3,с.301]

где s_-1- предел усталостной выносливости

s_в- предел прочности

s_-1=0,4·750=300 МПа

t_-1=0,2·s_в (8.11)[3,с.300]

t_-1=0,2·750=150 МПа

t_B=0,6·s_B (8.12)[3,c.300]

t_B=0,6·750=450 МПа

К_в=1,7; К_r=1,3; [3,c.300]

K_d=0,72; K_F=0,91; [3,c.301]

y_s=0,1; y_t=0,05; [3,c.300]

n_s=s_-1/((s_a·K_s)/(K_d·K_F)+y_s·s_m) (8.13)[3,c.299]

где s_a- амплитуда напряжений

s_m- среднее значение напряжений

s_m=0 т.к. цикл симметричный

s_a=М¤(0,1·d³) т.е. s_а=s_Н=32,4 МПа

n_s=300/((32,4·1,7)/(0,72·0,91))

n_t=t_-1/((t_a·K_t)/(K_d·K_F)+y_t·t_m) (8.14)[3,с.299]

где t_a- амплитуда напряжений при кручении

t_m=t_a=0,5·t=0,5·Т¤(0,2·d³) (8.15)[3,c.300]

t_a=0,5·54,7·10³¤(0,2·28³)=6,23

n_t=150¤(6,23·1,4¤(0,72·0,91)+0,05·6,23)=11,01

n= =39,306/11,56=3,4 >[n]=1,5

Для сечения (III) изгибающий момент

М=92450

Крутящий момент Т=54,7·10³ Н·мм

s_Н=92450¤(0,1·30³)»34 МПа

t=54,7·10³¤(0,2·30³)»10,1 МПа

К_s=2; К_t=1,6; [3,c.300]

K_d=0,7; K_F=0,91; [3,c.301]

n_s=300/(34·2/(0,7·0,91))=2,81

t_a=0,5; t=5,05;

n_t=150/(5,05·1,6/(0,7·0,91)+0,05·5,05)=11,59

n= =32,57/11,93=2,73 >[1,5]

Больше напряжено (III) сечение

8.1.5. Расчет статической прочности при перегрузке напряжения удваиваются и для (III) сечения s_Н=68 МПа; t=20,2 МПа;

[s]=0,8·s_Т (8.16)[3,с.307]

[s]- допускаемые напряжения

[s]=0,8·450=360 МПа

s_эк= =70,94 <[s]=360 МПа

Т.к. n>1,5 в обоих сечениях вал считается жестким и на жесткость не проверяется

8.2. Расчет промежуточного вала

8.2.1. Определение сил в зацеплении конического колеса

F_t=2·T₂¤d_m2 (8.17)

F_t=2·130·10³/150=1733,3

F_a=F_t·tg(a)·Sin(S₂)=587,77 (8.18)

F_r= F_t·tg(a)·Cos(S₂)=234,3 (8.19)

8.2.2. Определение сил в зацеплении цилиндрической шестерни.

F^¢_t=2·T₂¤d₂ (8.20)

F^¢_t=2·130·10³/74=3513,5 Н

F^¢_а=0 т.к. шестерня прямозубая

F^¢_r= F^¢_t·tg(a) (8.21)

F^¢_r=3513,5·tg(20°)=1278,8 H

8.2.3. Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

XOY:

R²₁+F_t+R²₂=F^'_t

0= F_t·42+ R²₂·150- F^'_t·96

R²₂=(F^'_t·96-F_t·42)¤150

R²₂=(3513,3·96-1733,3·42) ¤150 =1763,3

0=- R²₁·150- F_t·108+ F^'_t·54

R²₁= (F^'_t·54-F_t·108)¤150=16,9

M(II)= R²₁·42=709,8

M(III)=R²₁·96+ F_t·54=95220,6

XOZ:

R^B₁+F^'_r=F_r+ R^B₂

0=150·R^B₁-M_a- F_r·108+ F^'_r·54

R^B₁=(M_a+F_r·108-F^'_r·54)/150»1,2

0=150·R^B₂-F^'_r·108-M_a+F_r·42

R^B₂=(M_a+F^'_r·108-F_r·42)/150=1045

M(II)^лев=- R^B₁·42=-51

M(II)^прав=- R^B₁·42+М_а=43881,84

M(III)=R^B₂·54=56468,52

8.2.4. Расчет усталостной прочности в нашем случае опасными являются сечения (II) и (III^') их и будем рассматривать. Это сечение вала под колесом и шестерней.

M-XOY для сечения (III^');М²_III'=14711,4

M-XOZ для сечения (III^'); М^B_III'=49241,7

Крутящий момент Т=130·10³ Н·мм

М= =43887,5

s_Н=43887,5¤(0,1·(40-5)³)=10,2

где (40-5)- диаметр вала с учетом паза выточки

t=Т¤W_p=130·10³¤(0,2·35³)=15,2

s_-1=0,4·750=300 МПа

t_-1=0,2·750=150 МПа

t_В=0,4·750=450 МПа

К_s=1,7; К_t=1,4; [3,c.300]

K_d=0,68; K_F=0,81; [3,c.301]

y_s=0,1; y_t=0,05; [3,c.300]

n_s=300¤(10,2·1,7·(0,68·0,81))=9,529

n_t=150¤(0,5·152·1,4¤(0,68·0,81)+0,05·0,5·15,2)=7,7

n= =5,99 >[n]=1,5

Для сечения (III^') изгибающий момент

М= =51392,3

Крутящий момент Т=130·10³ Н·мм

s_Н=51392,3¤(0,1·46³)=5,3

t=130·10³¤(0,2·46³)=6,7

К_s=1,8; К_t=1,4; [3,c.300]

K_d=0,6; K_F=0,91; [3,c.301]

n_s=300¤(5,3·1,8¤(0,6·0,91))=17,2

n_t=150¤(3,35·1,4¤((0,6·0,91)+0,05·3,35)

n= =12,1>[n]=1,5

Больше напряжено сечение (II)

8.2.5. Расчет статической прочности сечения (II)

s_Н=19,2; t=30,6

s_эк= =36,1 <[s]=360 МПа

т.к. n>1,5 в обоих сечениях, вал считается жестким и на жесткость не рассчитывается

8.3. Расчет выходного вала.

8.3.1. Определение сил в зацеплении.

F_t=2·T₃¤d₃ (8.22)

F_t=2·349,5·10³¤206=3393,2 Н

F_a=0 т.к. колесо с прямым зубом

F_r=F_t·tg(a)=3393,2·tg(20°)=1235,1 H

F_m=250· =4674 H

8.3.2. Определяем реакции в опорах и строим эпюру изгибающих и крутящих моментов.

XOY:

F_r=R²₁+R²₂

R²₁=F_r·54¤152=438,79

R²₂=F_r·98¤152=796,31

M(II)=R²₁·98=43001,42

XOZ:

F_t=R^B₁+ R^B₂

R^B₁=F_t·54¤152=1205,5

R^B₂=F_t·98¤152=2187,7

M(II)=R^B₁·98=118,39

Плоскость направления силы F_M

R₂=F_M·212¤140=7078

R₁=F_M·60¤140=2003

M(III)=F_M·60=280440

M(II)=R₁·98=196294

8.3.3. Расчет усталостной прочности опасные сечения (II) и (III). Это сечения вала под колесом и подшипником выходного вала.

Для сечения (II) изгибающий момент.

М= =233104

Крутящий момент Т=349,5·10³ Н·мм

s_Н=233104¤(0,1·60³)=10,79

t=349,5·10³¤(0,2·60³)=8,09

К_s=2,4; К_t=1,8; [3,c.300]

K_d=0,55; K_F=0,91; [3,c.301]

n_s=300¤(10,79·2,4¤(0,55·0,91))=5,79

n_t=150¤(0,5·8,09·1,8¤(0,55·0,91)+0,05·8,09)=10,2

n= »5,1 >[n]=1,5

Для сечения (III): Изгибающий момент:

М=280440

Крутящий момент 349,5·10³ Н·мм

s_н=280440¤(0,1·50³)=22,4

t=349,5·10³¤(0,2·50³)=14

К_s=2,4; К_t=1,8; К_d=0,58; [3,с.300]

n_s=300¤(22,4·1,7¤(0,56·0,91))=4

n_t=150¤(7,1·1,4¤(0,56·0,91)+0,05·7,1)=7,68

n= =3,54>[n]=1,5

Больше напряжение в (III) сечении

8.3.4. Расчет статической прочности для сечения (III)

s_н=44,8; t=28;

s_эк= =52,8<[s]=360 МПа

Т.к. n>1,5 в обоих сечениях, то вал считается жестким и на жесткость не рассчитывается.

Все валы по всем проверенным параметрам являются годными.