1.2.3 Расчет крутящих моментов на валах

Для определения крутящего момента на валах, необходимо найти крутящий момент на электродвигателе

, (10)

где - требуемая мощность электродвигателя;

=2,99 кВт

- угловая скорость вращения вала;

.

Крутящий момент на быстроходном валу находим по формуле

, (11)

где - КПД упругой муфты, пары подшипников и двух зубчатых соединений соответственно;

; ; .

.

Крутящий момент на промежуточном валу находим по формуле

, (12)

где - КПД пары подшипников и трех зубчатых соединений соответственно;

; .

.

Крутящий момент на тихоходном валу находим по формуле

, (13)

где КПД упругой муфты, пары подшипников и зубчатого соединения соответственно;

; .

.

Крутящий момент на барабане ленточного конвейера находим по формуле

.

2 Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками, термическая обработка – улучшение: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 285; для колеса сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 255.

Расчет зубчатой передачи производим при помощи программы автоматизированного проектирования КОМПАС 3D V9.

Для быстроходной передачи выбираем цилиндрические косозубые колеса, с наклоном зуба 15º. Быстроходный вал – вал-шестерня. Промежуточный вал – вал-шестерня. Шестерня – прямозубое колесо.

3 Предварительный расчет валов Крутящий момент в поперечных сечениях валов

Ведущего T_II= 26,510³ Hм

Промежуточного T_III= 95,7810³ Hмм

Ведомого T_IV= 238,9210³ Hмм

Диаметр выходного конца ведущего вала при []_k=17 ^H/_мм²

диаметр шеек под подшипники принимаем d_n2=25 мм; под ведущей шестерней d_k2=32 мм

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.

[_k] = 15^H/_мм²

принимаем диаметр под шестерней dк3=45 мм, найдем диаметр под колесом:

принимаем диаметр под подшипники d_n3=35 мм.

Ведомый вал.

Рассчитываем при []_k =25^H/_мм² диаметр выходного конца вала

Принимаем диаметр подшипниками d_n4 =55 мм, под колесом d_k4 =60 мм, d_l4=60мм.

4 Уточненный расчет валов

Рисунок 1- Расчетная схема промежуточного вала

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщину стенок корпуса и крышки находим по формулам

(мм). Принимаем мм.

(мм). Принимаем мм.

где - межосевое расстояние; мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

(мм); (мм);

нижнего пояса корпуса

(мм); принимаем мм.

Диаметр болтов:

- фундаментных болтов

принимаем болты с резьбой М18;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

(мм). Принимаем болты с резьбой М14;

- соединяющих крышку с

корпусом Принимаем болты с резьбой М10.

6 Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 2305, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 25, D = 62, B = 17, c = 2, D₁=67, Т =18.25, грузоподъемность = 2960, ролики D_T = 9.5, z = 13;

6.2 Промежуточный вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 2307, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 35, D = 80, B = 21, c=2.5, D₁=85, Т =22.75, грузоподъемность = 6100, ролики D_T = 11.7, z = 12;

6.3 Ведомый вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 2311, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 55, D = 120, B = 27, c= 3, D₁=127, Т =31.5, грузоподъемность = 10200, ролики D_T = 16.7, z = 13;

Силы, действующие в зацеплении: P_окр = 4024,36 H, Р_рад = 1517,40 H

и Р_ос = 870,83 H.

Первый этап компоновки дал a = 50 мм, b = 35 мм

Определим реакции опор:

В плоскости yz

Y₂ (2a + 2b) = Р_окрa + Р_окр (a + 2b) = Р_окр(2a + 2b)

Y₂ = Р_окр = 1336 H.

Y₁ (2a + 2b) = Р_окр a + Р_окр (a + 2b) = Р_окр (2a + 2b)

Y₁ = Р_окр = 1336 H.

В плоскости yz

X₂ (2a + 2b) = Р_рад a + Р_рад (a + 2b) = Р_рад (2a + 2b)

X₂ = Р_рад = 506 H.

X₁ (2a + 2b) = Р_рад a + Р_рад (a + 2b) = Р_рад (2a + 2b)

X₁ = Р_рад = 1336 H.

Суммарные реакции

H

H

Находим осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле:

S=0,83eR

S₂ = 0,83eR₂ = 0,830,361429 = 427 H;

S₁=0,83eR₁ = 0,830,361429 = 427 H;

здесь для подшипников 7305 параметр осевого нагружения е = 0,36, С = 33 кН.

Осевые силы подшипников. В нашем случае S₁ = S₂; Р_ос > 0;тогда F_oc1 = S₁ = 1429 H; F_oc2 = S₁ + Р_ос = 1811 H.

Так как реакции, действующие на подшипники равны, то рассмотрим один из подшипников. Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

P_э2 = (XVR₂ + YF_oc2) K_б K_т;

для заданных условий V = K_б = K_т = 1; для конических подшипников при коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y = 1,67 (табл.9.18 и П7 Чернавский).