10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,04а_т + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем  = 8 мм

Толщина фланцев

b = 2,0 = 2,0·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Коническая шестерня

Размеры шестерни: d_а1 = 86,52 мм, b₁ = 58 мм, δ₁ = 11,31˚.

Шестерня выполняется без ступицы, диаметр отверстия – 40 мм

Длина шестерни l ≈ b = 58 мм

Коническое колесо открытой передачи

Размеры колеса: d_а1 = 401,30 мм, b₁ = 58 мм, δ₁ = 78,69°.

Диаметр рабочего вала

d₁ = (16·414·10³/π15)^1/3 = 56 мм

Принимаем d = 60 мм

Диаметр ступицы: d_ст = 2,05d₃ = 2,05·60 = 93 мм.

Длина ступицы: l_ст = (0,857÷2,0)d₃ = (0,857÷2,0)60 = 72÷90 мм,

принимаем l_ст = 80 мм

Толщина обода: S = 2,5m_te = 2,52,5 = 6,3 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·58 = 15 мм

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 2,0·118,6 = 17 Н·м < [T]

k = 2,0 – коэффициент режима нагрузки /1c.251/.

Условие выполняется

10.8 Смазывание.

Смазка червячного зацепления /1c.255/.

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,117  0,8 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,6 м/с и контактном напряжении σ_Н=115 МПа   =25·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-100

11 Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по гост 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8×7×30.

Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·118,6·10³/28(7-4,0)(30-8) = 12,4 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 16×10×80. Материал ступицы – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·113,8·10³/55(10-6,0)(80-16) = 16,2 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 12×8×50. Материал ступицы – сталь 45, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·113,8·10³/40(8-5,0)(50-12) = 49,9 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения /1c.266/

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5С_Y = 0,5∙1127 = 564 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 2,0 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [2,0(1 – 0,3) + 0,3]564 = 761 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙761/84= 11,8 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов /2/.