Расчет и проектирование редуктора общего назначения (стр. 3 из 4)
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имею Ft = 3050 H; Fr = 1138,57 Н; Fα = 695,10 H из первого этапа компоновки l1 = 72мм.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx1 = Rx2 = Ft/2 = 3050/2 = 1525 H;
в плоскости yz:
Проверка: Ry1 + Ry2 – Fr = 762,37 + 376,20 – 1138,57 = 0
Суммарные реакции
; 
.Подбор подшипника буду производить по наиболее нагруженной опоре 1.
Намечаю радиальные шариковые подшипники 109 (приложение П3 [1]): d = 45 мм ; D = 75 мм ; B = 16 мм ; C = 21,2 кН ; C0 = 12,2 кН
Эквивалентная нагрузка
,где Pr1= 1704,94 Н – радиальная нагрузка; Ра = Fα = 695,1 Н – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров Кσ = 1 (табл.9.19 [1]), КТ = 1 (табл.9.20 [1]).
Отношение Fα/C0 = 695,1/12200 = 0,057 ; этой величине соответствует е ≈ 0,26 (табл. 9.18 [1]).
Отношение Рɑ/Рr1 = 695,1/1704,94 = 0,407 > e; Х = 0,56 и Y = 1,74
PЭ = (0,56*1*1704,94+1,74*695,1)*1*1 ≈ 2164,24 Н
Расчетная долговечность, млн. об
L = (C/PЭ)3 = (21,2*103/21,6424*102)3 ≈ 940 млн. об
Расчетная долговечность, час
Lh = L*106/60n = 940*106/60* 974 ≈ 16084 час, что больше установленного ГОСТ 16162-85.
Ведомый вал: несет такие же нагрузки как и ведущий.
Рисунок 4. Расчетная схема ведомого вала
Ft = 3050 H; Fr = 1138,57 Н; Fα = 695,10 H; из первого этапа компоновки l2 = 72 мм, l3 = 78 мм. (Рис. 4)
Нагрузка на вал от открытой зубчатой передачи Ft =7190 H. Составляющие этой нагрузки Fвх = Fву = FТ = 2617 Н, так как передача прямозубая, из первого этапа компоновки l2 = 72 мм, l3 = 78 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Проверка: Rx3 + Rx4 –(Ft + FBX) = 107,46 + 5559,54 – (3050 + 2617) = 0.
в плоскости yz:
Проверка: Ry3 + FBY –(Fr + Ry4) = 1214.49 + 2617 –(1138.57 + 2692.92)=0
Суммарные реакции:
Подбор подшипника буду производить по более нагруженной опоре 4.
Намечаю радиальные шариковые подшипники 209 (приложение П3 [1]): d = 45 мм ; D =85 мм ; B = 19 мм ; C = 33,2 кН ; C0 = 18,6 кН
Эквивалентная нагрузка
,где Pr4= 6177,40 H – радиальная нагрузка; Ра = Fα = 695,10 H – осевая нагрузка;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров Кσ = 1 (табл.9.19 [1]), КТ = 1 (табл.9.20 [1]).
Отношение Fα/C0 = 695,10/18600 = 0,037; этой величине соответствует е ≈ 0,29.
Отношение Рɑ/Рr1 = 695,10/6177,40 = 0,11 < e; Х = 1 и Y = 0
PЭ = (1*1*6177,40)*1*1 ≈ 6177,40 Н
Расчетная долговечность, млн. об
L = (C/PЭ)3 = (33,2*103/61,7740*102)3 ≈ 155 млн. об
Расчетная долговечность, час
Lh = L*106/60n = 155*106/60*243,5 ≈ 10609 час, что больше установленного ГОСТ 16162-85.
При соответствующем соблюдении ПТЭ, контроле качества и количества смазки, снятии ВАХ и выполнении рекомендаций со стороны завода – изготовителя подшипников, данные подшипники могут проработать дольше.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 час (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть меньше 10000 час (минимально допустимая долговечность подшипника).
10. Второй этап компоновки редуктора
Вычерчиваю шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняю за одно целое с валом.
Конструирую узел ведущего вала:
а) наношу осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l1. Использую эти линии для вычерчивания в разрезе подшипников качения (при этом использую правила упрощения, определенные ГОСТ 2.305-68);
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваю мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 ¸ 2 мм от внутренней стенки, в этом случае, эти кольца будут играть роль еще и маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ç 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваю крышки подшипников с уплотнительными прокладками (s ≈ 1 мм) и болтами. Болт условно помещается в плоскость чертежа.
Войлочные и фетровые уплотнения применяются в основном в узлах, заполненных консистентной смазкой, манжетные уплотнения могут применяться как с жидкой, так и с консистентной смазкой.
Длина присоединительного конца вала Ç 45 мм определяется длиной ступицы муфты. Для муфты МУВП 8-710-45-2-48-2-У3 ГОСТ 21424-75 l= 82 мм.
Аналогично конструирую узел ведомого вала, учитывая при этом следующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установка распорной втулки — с другой; место перехода вала от Ç 50 мм к Ç 45 мм смещается на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);
б) отложив от середины редуктора расстояние l2, провожу осевые линии и вычерчиваю подшипники, при этом оси подшипников ведущего и ведомого валов располагаю на одной прямой;
в) вычерчиваю мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;
г) откладываю расстояние l3 и вычерчиваю шестерню открытой передачи; ступица шестерни может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.
д) от осевого перемещения шестерня фиксируется торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним болтом. Между шайбой и торцом вала предусматриваю зазор в 2 мм, для обеспечения натяга.
На ведущем и ведомом валу применяю призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Шпонки вычерчиваю из расчета, что их длины на 5 – 10 мм меньше длины ступицы.
11. Проверка прочности шпоночных соединений
Выбираю шпонку призматическую со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45, нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности определяются из выражения
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм] = 100 ¸ 120 МПа, при чугунной [σсм] = 50¸70 МПа
Ведущий вал: d= 38 45 мм; bхh = 14 x9 мм; t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты 82 мм); момент на ведущем валу Т2 = 122*103 Н·мм
МПа <[σсм](материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20 ГОСТ 1420-85)
Ведомый вал: из двух шпонок – под зубчатым колесом и шестерней - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под шестерней: d = 45 мм; bxh= 14 x9; t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 63 мм (ширина шестерни 30 мм, ступицы 70 мм); момент на ведомом валу Т2 = 431,4*103Н·мм
МПа <[σсм]шестерня выполняется из термообработанных углеродистых сталей.
12. Уточненный расчет валов
Принимаю, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности sдля опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s], прочность будет соблюдена при условии s³ [s].
Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки 90 ¸ 120 мм (da1 = 84 мм) табл.3.3 [1] среднее значение σв = 730 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ-1 ≈ 0,43σв = 0,43*730 = 313,9 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t-1 ≈0,58 σ-1 =0,58*313,9 = 182,1МПа.
Сечение по месту насаживания полумуфты, при передаче вращающего момента от электродвигателя рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночного паза. Коэффициент запаса прочности
,где амплитуда и среднее напряжение пульсирующего цикла
при d = 45 мм ; b = 14 мм ; t1 = 5,5 мм (по табл. 8.5 [1])
принимаю kτ = 1,68 (табл. 8.5 [1]), ετ≈ 0,76 (табл.8.8[1]) и
ψ τ ≈0,1 [1]
ГОСТ 16162-78 определяет, что конструкция редуктора должна предусматривать возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть
при 25*10 3 Н·мм< ТБ< 250*10 3 Н·мм.