Технология изготовления и порядок сборки корпуса редуктора.

1. Получаем отливкой корпус и крышку.
2. Обрабатываем контактирующие поверхности фланцев крышки и корпуса.
3. Сверлим отверстия на корпусе под центровочные штифты, далее отмечаем и просверливаем отверстия на крышке.
4. Забиваем штифты в корпус и устанавливаем крышку при помощи этих штифтов, далее стягиваем крышку и корпус при помощи струбцин.
5. Сверлим отверстия в крышке и корпусе под крепежные болты (т.к. диаметр отверстий больше 10 мм, то они были предварительно получены при отливке корпуса и крышки), нарезаем резьбу.
6. Собираем корпус редуктора при помощи болтов и устанавливаем его на фрезерном станке, далее за один установ получаем посадочные отверстия под подшипники.
7. Торцевой фрезой обрабатываем поверхности, контактирующие с крышками подшипников.
8. Сверлим отверстия под болты для крепления крышек подшипников и нарезаем в них резьбу.
9. Обрабатываем отверстие под масляный щуп.
10. Обрабатываем поверхности для установки крышек для залива и слива масла, а также для контроля состояния зубьев передачи.
11. Обрабатываем поверхности, контактирующие с рамой, к которой крепится корпус редуктора.
12. Обрабатываем отверстия под болты для крепления корпуса к раме.

5. Расчет тихоходного вала.

5.1 Проверочный расчет тихоходного вала

Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок

Тихоходный вал редуктора, для расчетов нагрузок необходимо представить в виде расчетной схемы. При переходе от конструкции к расчетной схеме производим схематизацию нагрузок, опор и формы вала. Вследствие такой схематизации расчет валов становиться приближенным.

Действительные нагрузки не являются сосредоточенными, они распределены по длине шестерни, ширине подшипника и так далее. Расчетные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные. В данном случае вал нагружен силами F_t и F_r, действующими в полюсе зацепления, и крутящим моментом Т на полумуфте.

Найдем величины сил Ft, Fr и Fм:

При максимальных нагрузках:

Определение силы возникающей в муфте:

- в силу неточностей.

При максимальных нагрузках:

Размеры l₁, l₂, l₃, l и c определяем по чертежу:

5.2 Построение эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости

Определение реакций опор

Проверка:

- верно

При максимальных нагрузках уравнения аналогичны:

5.3 Построение эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости

Определение реакций опор

Проверка:

- верно

При максимальных нагрузках уравнения аналогичны:

5.4 Определение опасного сечения

По эпюрам изгибающих моментов определяем опасное сечение. Очевидно, что сечение I-I – самое опасное сечение. Определяем изгибающий момент этого сечения.

Последующий расчет будем вести по этому сечению.

5.5 Проверочный расчёт валов на усталостную прочность опасных сечений:

Расчёт проводят по коэффициенту запаса

- коэффициент запаса, где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

, где

- пределы выносливости материала при изгибе и кручении;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к асимметрии;

К_L=1

К_констр=1

σ _м < < σ _a - В расчете можно пренебречь

ψ _в=0, 15;

ψ _τ =0, 1; - для легированных сталей

- осевой момент инерции. Равен корню из суммы квадратов осевых моментов в горизонтальной и вертикально плоскостях соответственно.

Итоговые подсчёты:

Условие выполняется.

5.6 Проверочный расчёт валов на статическую прочность опасных сечений:

При совместном действии нормальных и касательных напряжений запас прочности по пределу текучести определяют по формуле:

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяют:

Допустимое значение коэффициента запаса прочности при расчетах по пределу текучести для стальных валов – [S]=1, 3-2, 0.

Условие выполняется.

6. Расчет подшипников

Расчет подшипников обычно производят по критерию динамической грузоподъемности С и статической грузоподъемности С₀, а подшипников, вращающихся с частотой вращения менее 1мин^-1, только по критерию грузоподъемности С₀.

6.1 Проверочный расчет приведенной нагрузки

Приведенную нагрузку для любой ступени нагружения можно определить по формуле:

F_r и F_a – радиальная и осевая нагрузка на подшипник. Температурный коэффициент К_т = 1 при рабочей температуре подшипника θ < 105^оС. Коэффициент безопасности К_б назначают в зависимости от условий работы опорного узла. Для подшипников механических передач при курсовом проектировании обычно принимают К_б = 1, 5. Коэффициент вращения для шариковых радиальных однорядных подшипников - V = 1.

Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х и Y определяют в зависимости от типа подшипника и соотношения нагрузок F_r и F_a.

Для радиальных подшипников, нагруженных только радиальной силой (F_a =0); Х = 1; Y = 0;

6.2 Расчет динамической грузоподъемности

Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

Так как , то предварительно принятый подшипник подходит.

6.3 Определение базовой долговечности

Производиться по формуле:

Так как базовая долговечность больше требуемой , то подшипник пригоден.