Расчет основных размеров корпуса редуктора

3.2 Расчет основных размеров корпуса редуктора

Определяем толщину стенки проектируемого редуктора по формуле:

 δ= 2* [0,1*127,77]^1/4 = 3,78 (мм);

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора - 3+7 мм (берем значение 7 мм).

Ширина подшипника качения рассчитывается как половина диаметра вала под подшипник.

Определяем расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса:

Δ = 2*δ; (3.3.)

Δ = 2*7=14 (мм)

Расстояние между подшипниками 1 определяется из эскизной компоновки.

3.3 Эскизная компоновка

Целью эскизной компоновки является определение мест расположения ступеней передач, расстояний между опорами валов, т.е. определение геометрических параметров, необходимых для последующего расчета вала на статическую прочность.

Компоновочный эскиз выполняется на базе значении: a_w, d₁, d₂, d_а1, d_а2, d_f1, d_f2, b₁, b₂, а также диаметра вала под подшипник.

Вычерчивание производится упрощенно, без излишних конструктивных подробностей. Построение начинается с осевых линий валов, отстоящих на расстоянии a_w. Затем прочерчиваются контуры шестерни и колеса по известным диаметрам и ширине; прочерчиваются внутренний корпус редуктора и габаритные размеры подшипников.

Расстояние между торцами колес и внутренним контуром корпуса - это конструктивный размер. Берем значение 7 мм.

Подшипники располагаются на расстоянии 3÷5 мм от внутреннего контура корпуса редуктора (для установки регулировочных колес).

3.4 Уточненный расчет наиболее нагруженного вала по опасному сечению

 

3.4.1 Расчет вала на статическую прочность

Расчет производится на совместное действие изгиба и кручения в следующем порядке:

1.Составление расчетной схемы.

Валы рассматриваются как балки на шарнирных опорах, расположенных по оси симметрии подшипника.

При расчете валов очень важно правильно определить направления сил, действующих в зацеплении каждой пары зубчатых колес в отдельности. От этого зависят правильность определения величины и направления реакции опор и изменение изгибающих моментов по длине рассчитываемого вала.

Для определения направления окружного усилия F_t, действующего на зубья шестерни или колеса цилиндрической передачи, следует помнить, что на зубья ведущего зубчатого колеса усилия действуют против направления вращения, а на зубья ведомого колеса - по направлению вращения.

Радиальная сила F_г всегда направлена к оси зубчатого колеса.

Шестерня - правое направление зуба, Колесо - левое направление зуба.

2.Определение реакций в опорах и изгибающих моментов в координатных плоскостях и построение эпюр этих моментов.

Определение реакций в опорах и изгибающих моментов, построение эпюр этих моментов производится отдельно для вертикальной и горизонтальной плоскости.

3.Определение суммарных изгибающих моментов

Суммарные изгибающие моменты определяются в характерных сечениях вала по формуле:

M_иΣ = (М²_Г+М²_В)^1/2 (3.4.)

Где М_г и М_в - изгибающие моменты соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях;

М_г=R_а^г*а (3.5.)

Где R_а^г - реакция опоры А в горизонтальной плоскости, Н;

а - расстояние от опоры А до центра колеса, мм;

М_в = R_а^в*b;

Где R_а^в - реакция опоры А в вертикальной плоскости, Н;

b - расстояние от опоры В до центра колеса, мм;

а = b = 0,06235 (мм);

R_а^г = (F_t*а)/2*а; (3.6.)

R_а^г = 1320,3/2 = 660,15 (Н);

R_а^в = (F_г*а)/2* (3.7.)

R_а^в = 554,7/2 = 277,35 (Н);

М_г = 505*0,06235 = 41,1 (Н·м);

М_в = 277,35*0,06235 = 17,3 (Н·м);

M_иΣ = (41,1²+17,3²)^1/2 = 44,59 (Н·м);

4.Определение приведенного момента в опасном сечении.

Приведенный момент вычисляется по формуле:

М_пр = (M_иΣ²+Т₂²)^1/2 (3.8.)

М_пр = (44,59² + 127,77²) ^1/2 = 135,32 (Н·м);

5.Выбор материала вала.

Для нашего вала редуктора общего машиностроения применяем сталь 45 улучшенную, отличающуюся хорошей обрабатываемостью, (стр. 18 из [3])