3 Предварительный расчет валов редуктора

3.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к] = 25 МПа

3.1.1 Определение диаметра вала:

d_в1 = ³√(16T_k1/ π[τ_к]) = ³√(16*69,9*10³/3.14*25)= 24,14мм;

d_в1=0.75*d_дв =0,75*42 = 30мм

3.1.2 Выбор диаметра подшипника:

d_п1 = 35 мм;

3.2 Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения цепи, необходимо принять [τ_к] = 25 МПа;

3.2.1 Определение диаметра выходного конца вала:

d_в2 = ³√ (16 * Т₂ / (π * [τ_к])) = ³√ (16 * 248,1* 10³ / (3,14 * 25 )) = 36 мм;

Необходимо принять ближайшее большее значение из стандартного ряда d _в2 = 36 мм.

3.2.2 Выбор диаметра подшипника:

d_п2 = 40 мм;

4 Конструирование шестерни и колеса

4.1 Шестерня выполнена за одно целое с валом. Её размеры:

d₁ = 61,65мм;

d_а1 = 66,65мм;

b₁ = 61 мм;

4.2 Колесо кованое:

d₂ = 218,35 мм;

d_а2 = 223,35мм;

b₂ = 56 мм;

4.3 Определение диаметра ступицы:

d_ст = 1,6 * d_к2;

d_ст = 1,6 * 45 = 72 мм;

4.3.1 Определение длины ступицы:

L_ст = (1,2 ÷ 1,5) * d_к2;

L_ст = 54 ÷ 67,5 мм; необходимо принять L_ст = 65 мм.

4.4 Определение толщины обода:

δ₀ = (2,5 ÷ 4) * m_n;

δ₀ = (2,5 ÷ 4 ) * 2,5 = 6,25 ÷ 10 мм, необходимо принять δ₀ = 8 мм.

4.5 Определение толщины диска:

С = 0,3;

b₂= C*L_cт=0.3*65=16,8 мм

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Определение толщины стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025 * а + 1;

δ = 0,025 * 140 + 1 = 4,5 мм, необходимо принять δ = 8 мм;

δ₁ = 0,02 * а + 1;

δ₁ = 0,02 * 140 + 1 = 3,8 мм, необходимо принять δ₁ = 8 мм

5.2 Определение толщины фланцевых поясов корпуса и крышки:

5.2.1 Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b = 1,5 * δ;

b = 1,5 * 8 = 12 мм;

b₁ = 1,5 * δ₁;

b₁ = 1,5 * 8 = 12 мм.

5.2.2 Нижний пояс корпуса:

p = 2,35 * δ;

p = 2,35 * 8 = 19 мм, необходимо принять 20 мм.

5.3 Определение диаметра болтов:

5.3.1 Фундаментных:

d₁ = (0,03 ÷ 0,036) * а_ω + 12;

d₁ = (0,03 ÷ 0,036) * 140 + 12 = 16,2 ÷ 17,04, необходимо принять болт с резьбой М18;

5.3.2 Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (0,7 ÷ 0,75) * d₁;

d₂ = (0,7 ÷ 0,75) * 18 = 12,6 ÷ 13,5, необходимо принять шпильку с резьбой М14;

5.3.3 Соединяющих крышку с корпусом:

d₃ = (0,5 ÷ 0,6) * d₁;

d₃ = (0,5 ÷ 0,6) * 18 = 10,8, необходимо принять шпильку с резьбой М12

6 Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов F_t = 2267,39 Н, F_r = 847,44 Н, F_а = 530,88 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 60 мм.

6.2 Реакция опор:

6.2.1 В плоскости х_z:

R_x1 = R_x2 = F_t / 2 = 2267,39 / 2 = 1133,69 H;

6.2.2 В плоскости y_z:

R_y1 = (1 / 2 * l₁)*(F_r * l₁ + F_a * d₁ / 2) = (1 /2 * 60)*(847,44 * 60 +530,88*61,65/2) = 562,08 Н

R_y2 = (1 / 2 * l₁)*(F_r * l₁ – F_a * d₁ / 2) = (1 / 2 * 60)*( 847,44 * 60 – 530,88*61,65/2)= 287,35 Н

6.2.3 Проверка: R_y1 + R_y2 – P_r =560,08 + 287,35 – 847,44 = -0,01.

6.2.4 Суммарные реакции:

P_r1 = √(R_x1² + R_y1) = √(1133,69² + 560,08²) = 1269,87 H;

P_r2 = √(R_x2² + R_y2) = √(1133,69 + 287,35²) = 1175,35 H.

6.3 Подбор подшипников по более нагруженной опоре 1

Необходимо выбрать радиальные шариковые подшипники 208

[2, таблица П3.] : d=35 D=72 B=17, C=25,5 и C0=13,7 кН

6.4 Определение эквивалентности нагрузки.

Р_э = ( Х * V * Р_r1 + Y * Р_a) * K_б * К_т;

V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1,4. [ 2,таблица 9.19.]; К_т = 1,05.[2, таблица 9.20,];

6.4.1 Отношение F_a / С₀ = 5240,2 / 17800 = 0,029; этой величине соответствует е ≈ 0,34 [2, таблица 9,18.];

6.4.2 Отношение Р_a / Р_r1 = 530,88 / 1269,87 = 0,418 > e; X = 0,56 и Y = 1,88.

Р_э = (0,56 * 1 * 1269,87 + 1,88 * 530,88) * 1,4 * 1,05= 2512,49

H

6.5 Определение расчётной долговечности [2,формула 9.1,]

6.5.1 Млн.об.

L = (C / Р_э)³ = (32 *10³ / 25,15 *10³)³ = 3375,46 млн.об.

6.5.2 Часов:

L_h = L * 10⁶ / (60 * n) = 3375,46 * 10⁶ / 60 * 955 ≈ 58,6 * 10³ (часов)

Что не больше установленных ГОСТ 16162

6.6 Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t =2267,39 Н, F_r =847,44 Н, F_а =530,88 Н; из первого этапа компоновки l₂ = 60мм.

6.6 Реакции опор:

6.7.1 В плоскости x_z:

R_x3 = R_x4 =1/2l2*( F_t *l2) =1/2*60* (2267,39*60) = 1133,69 H;

R_x4 = 1133,69 H;

6.7.2 Проверка: R_x3 + R_x4 – F_t = 1133,69 + 1133,69 – 2267,39 = 0;

6.7.3 В плоскости y_z:

R_y3 = (1/2 * l₂)*(F_r*l₂ - F_a*d₂ / 2) = (1/2 * 60)*(847,44 * 60–530,88*218/2)= -59,24 Н

R_y4 = (1/2*l₂)*(-F_r*l₂ – F_a*d₂ / 2) = (1/2*60)*(-847,44*60 – 530,88*224/2) = -906,68 H

6.7.4 Проверка: R_y3 - (F_r + R_y4) = –59,24 – (847,44 – 906,68) = 0

6.8 Суммарные реакции:

P_r3 = √(R_x3² + R_x3²) = √(1133,39² +(–59,24)) = 1131,84 H;

P_r4= √(R_x4² + R_x4²) = √(1133,39² + (–906,68) = 680,07 H.

6.9Выбор подшипников по более нагруженной опоре

Шариковые радиальные подшипники 210 легкой серии [2,таблица П3.] d=40, D=80; B=18; C=32,0; C0=17,8.

6.10.1 Отношение F_a / C₀ = 530,88 / 17800 = 0,0298; этой величине соответствует е ≈ 0,28; [2,таблица 9.18.]

6.10.2 Отношение F_a / P_r4 = 530,88 / 1131,84 = 0,469> е; следовательно, Х = 0,56; Y = 1,98.

Поэтому Р_э = ( Х * V * F_r1 + Y * P_r4) * K_б * К_т; = (0,56 * 1 * 1131,84 + 1,98 * 530,88) * 1,4 * 1,05 = 2476,91 Н.

6.10.3 Расчётная долговечность млн.об.:

L = (C / Р_э)³ = (32000 / 2476,91)³ = 2156 млн.об.

6.10.4 Расчётная долговечность часов:

L_h = L * 10⁶ / 60 * n = 2156 * 10⁶ / 60 * 269,01 = 133 * 10³ ч.

Здесь n₂ = n₁/u = 710 / 3,5 = 273 об/мин – частота вращения ведомого вала.

6.11 Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 часов (таков ресурс самого редуктора), но не должно быть менее 10000 часов (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 208 L_h = 56,6 * 10³ ч, а подшипники ведомого вала 210 L_h =29 * 10³ ч.