Эквивалентное напряжение.

Расчет сечения Г на статическую прочность. Результирующий изгибающий момент

М=^/М² + М² = 10³ yj\ 10,7² +191,8² = 221,5 · 10³ Нмм. Осевой момент сопротивления сечения

= 6280 мм .

Эквивалентное напряжение. Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки К_п = 2,5. Статическая прочность вала в сечении Г обеспечивается.

Расчет сечения Г на сопротивление усталости. Внутреннее кольцо подшипника качения устанавливается на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении Г—посадка с натягом. По табл. 12.18 имеем: Κ_σ/Κ_ά = 3,9; KJK_d = 2,75. Посадочная поверхность вала под подшипник шлифуется (7?α = 0,4 мкм); K_F=l (см. табл. 12.13). Поверхность вала не упрочняется K_v = \ (см. табл. 12.4).

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении = 2,75.

Пределы выносливости вала=83,6 Н*м2

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в сечении Г

Сопротивление усталости вала в сечении Г обеспечивается. Конструирование крышек подшипников. Крышки подшипников примем привертными: глухие по рис. 7.2, а; с отверстием для выходного конца вала по рис. 7.3.

Размеры (мм) конструктивных элементов крышек подшипников:

быстроходного (7) и тихоходного (2) валов:

Вал	D	δ	d	ζ	δ!	δ₂	С	Яф
1	72	6	8	4	7	6	8	105
2	90	6	8	4	7	6	8	125

Смазывание и уплотнения. Окружная скорость зубчатого колеса ν == 2,7 м/с. Контактные напря-

жения σ_Η = 662 Н/мм². По табл. 8.1 принимаем масло И-Г-С-68. Система смазывания — картерная. Глубина погружения колеса в масляную ванну h_M ^ 0,25 -d₂ = 0,25· 174,745 = = 42 мм (см. рис. 8.1). Принимаем Л_м = 25 мм. Примем для выходных концов валов редуктора манжетные уплотнения. Размеры уплотнений по табл. 19.16.

Конструкцию корпуса цилиндрического редуктора примем по рис. 11.1 11.2. Толщина стенки корпуса 5=1,8 уТ =1,8· ^/215,3 « 7 мм; толщина стенки крышки — δ _х = 6 мм. Размеры отдельных элементов корпусных деталей (см. §1 гл.11): /2_х = 3,5мм; 6=10мм; Ь_х= 9мм; / = Змм; /=15 мм; Ζ)_δ= 130 мм; /г'=48 мм.

Диаметр винтов для соединения крышки с корпусом

d= 1,25 з/т= 1,25 015^3 = 7,5^ 10.

Принимаем Μ10, число винтов ζ = 6. Диаметр отверстия для винта в крышке d₀ = 11 мм (см. табл. 11.1). Диаметр цилиндрического штифта d_mT = 8 мм, три штифта поставим в стык корпуса и крышки.

Диаметр винтового крепления корпуса к раме = = 1,25-^/= 1,25-10= 12,5 мм. Принимаем М12, число винтов п = 4. Места расположения этих винтов по рис. 11.9.

На рис. 13.3 приведен в качестве примера чертеж цилиндрического редуктора.

Рис.13 3 (продолжение)

« Пред.		След. »

Вернуться