9 Проверочный расчет ведомого вала

9.1. Сечение А-А, проходящее через вал-шестерню.

9.2. Сечение Б-Б проходящее через опору выходного конца вала.

Для этих сечений должно соблюдаться условие прочности:

S ≥ [S]

[S] = 2,5 … 3 [8. с 162]

Расчетный коэффициент безопасности S: [8 .с 162]

Коэффициент безопасности по нормальным и касательным напряжениям Sσ, Sτ:

[8 . с. 162]

[8 . с. 164]

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении σ_-1, τ_-1:

σ_-1 = 0,35 σ_в + (70…120)= 0,35∙790 +100= 376,5 МПа

τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 0,58∙376,5 = 218,37 МПа

Сечение А – А:

Концентратор напряжений – вал-шестерня

,

,

Принимаем Ψσ= 0,25 и Ψτ = 0,1.

Суммарный изгибающий момент в сечении А – А:

М_А-А = 120,3 Н∙ м

Осевой момент сопротивления

σ_v, τ_v, σ_m, τ_m - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений.

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

σ_m = 0

Полярный момент сопротивления:

W_р = 2Wнетто = 2∙29,75∙ 10³ = 59,5∙10³ мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Сечение Б – Б:

Концентратор напряжений – прессовая посадка под подшипник

Принимаем Ψσ= 0,25 и Ψτ = 0,1.

Сечение Б-Б:

М_Б-Б = 170,84 Н∙м

Момент сопротивления изгибу

σ_v, τ_v, σ_m, τ_m - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений.

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

σ_m = 0

Полярный момент сопротивления:

W_р = 2W = 2∙10,48∙ 10³ = 20,96∙10³ мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение	А – А	Б – Б
Коэффициент запаса S	31,22	7,23

Во всех сечениях S > [S], прочность обеспечена.

10 Конструирование корпуса редуктора

10.1. Основные элементы корпуса:

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

δ = 0,025∙а_w + 1 = 0,025∙200 + 1 = 6 мм

Принимаем δ = 8 мм.

δ₁= 0,02∙а_w +1 = 0,02∙200+1 = 5 мм

Принимаем δ₁ = 8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁ = 1,5∙ δ₁ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки:

Р = 2,35 δ = 2,35∙8=18,8 мм,

Принимаем Р =19 мм.

при наличии бобышки:

Р₁ = 1,5 δ = 1,5∙8 = 12 мм,

Р₂ = (2,25…2,75) δ= (2,25…2,75)8 = 18…22 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85…1) δ = (0,85…1)8 = 6,8…8 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = (0,03…0,036)а_w +12 = (0,03…0,036)200+12 = 18…19,2 мм

Принимаем d₁ = 18 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников

d₂ = (0,7…0,75)d₁ = (0,7…0,75)∙18= 12,6…13,5 мм

Принимаем d₂ = 12 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃ = (0,5…0,6)d₁ = (0,5…0,6)18 =9…10,6 мм

Принимаем d₃ = 10 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂

е ≈ (1…1,2) d₂ = (1…1,2)12 = 12 … 14,4 мм

Принимаем е = 14 мм