Проектирование редуктора (стр. 5 из 6)

В плоскости Yz

Ry1 = 1/2l1 (Fr·l1+ Fa·d1/2),

Ry2 = 1/2l1 (Fr·l1- Fa·d1/2),

Проверка: -Ry1+Fr-Ry2=0,

Ry1 = 1/2·0,05(1134,9·0,05+ 387·0,07/2)= 702,9 Н

Ry2 = 1/2·0,05(1134,9·0,05- 387·0,07/2) =432 Н

Проверка: -702,9+1134,9-432=0

1134,9-1134,9=0

0=0

8.2. Суммарные реакции:

=3510,77 Н

=560,73 Н

8.3.Определение эквивалентной нагрузки

Pэ = (x·V·Pr1+y·Pa) ·Kv·Kt ,

где Pa=Fa=310 Н·м;

V =1 - вращается внутреннее кольцо;

Kv = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров.

(Табл. 9.19. Л1.с.214.).

Отношение Pa/Cо – эта величина должна соответствовать,

согласно Табл. 9.18. Л1.с212.

Pa/Cо=387/18000=0,0172 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr1 -> e

Pa/Pr1=387/3510,77=0,11245; е=0,3; x=0,56; y=1,45 ; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·3510,77+1,45·387) ·1·1=1993,2296 Н

8.4. Долговечность подшипника

L = (C·103 / Рэ)3 млн. об. (8.2)

L = (33,2·103 / 1993,2296)3=4621,06 млн. об.

Расчетная долговечность подшипника

Lh = L·106 / 60 · n2, (8.3.)

где n2 –частота вращения ведущего вала, об/мин;

Lh – Расчетная долговечность, млн. об.;

L - долговечность подшипника, млн. об.

Lh = 4621,06·106 / 60·315=244,5·103 млн. об.>10000 млн. об.

Ведомый вал

Rу4

-- --

Rx3 -- -- 4

Ry3 Rx4

l2 l2

8.5. Реакции опор в плоскости xZ

Rx3 = Rx4 = Ft/2,

Rx3 = Rx4 =2456,96/2=1228,48 Н

В плоскости yZ:

Ry3 = 1/2l2(-Fr·l2 + Fa· d2/2),

Ry4 = 1/2l2(Fr·l2 + Fa· d2/2),

Проверка: -Ry4 – Fr + Ry4 = 0,

Ry3 = (1/2·0,05)(-1134,9·0,05+387·0,25/2)=-86,2 Н

Ry4 = (1/2·0,05)(1134,9·0,05+387·0,25/2)= 1053,7 Н

Проверка: -Ry3 - Fr + Ry4=0

86,2-1134,9+1053,7=0

1134,9-1134,9=0

0=0

8.6. Суммарные реакции:

=1105,66 Н

=1361 Н

Pэ = (x·V·Pr4+y·Pa) ·Kv·Kt ,

Отношение

Pa/Cо=387/36000=0,0086 ≤ e=0,22

Отношение Pa/Pr4 -> e

Pa/Pr4=387/1361=0,227 е=0,38; x=0,56; y=1,15; табл. 9.18.

Pэ = (0,56·1·1361+1,15·387) ·1·1=1118,66 Н

8.7. Определение расчетной долговечности:

L = (C·103 / Рэ)3 млн. об.

L = (65,8·103 / 1118,66)3=203,508·103 млн. об.

Расчетная долговечность

Lh = L·106 / 60 ·n3,

где n3 - об/мин. частота вращения ведомого вала.

Lh = 203,508·106 / 60 ·88= 38543,2 млн. об.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

9.1. Подбор шпонок по ГОСТ 23360 – 78 (табл. 9.1, ГОСТ 24071 – 80 табл.9.2.)

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Для ведущего вала редуктора:

b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°.

Для ведомого вала редуктора под муфтой:

b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.

Для ведомого вала редуктора под колесом:

b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.

9.2. Определение напряжения смятия и условия прочности

Gсм = 2Т /d(h-t1)(L-b) ≤ {Gсм}, (9.1)

где Gсм - напряжения смятия и условия прочности, мПа;

Т - вращающий момент на валу, Н·м;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

L – длинна шпонки, мм;

в – ширина шпонки, мм.

Допускаемое напряжение при стальной ступице - {Gсм} = 100 ÷ 120МПа;

при чугунной - {Gсм} = 50 ÷ 70 МПа.

Принимаю: для чугунной ступицы {Gсм}=70 МПа;

для стальной ступицы {Gсм}=120 МПа.

Ведущий вал:

b×h=8×7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм; d=30 мм; L=53 мм; фаска 0,25×45°

(материал шкива – чугун марки СЧ-15).

Gсм = 2Т1/d (h-t1)(L-b) , (9.2)

Gсм = 2·78,5·103/30(7-4)(53-8)=157·103/4050=38,76 МПа<{Gсм}

38,76 МПа<70 МПа

Условие выполнено

9.3. Ведомый вал

b×h=14×9 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; d=45 мм; L=65 мм; фаска 0,3×45°.

Проверка шпонки под муфтой:

Gсм = 2Т3/d (h-t1)(L-b); (9.3)

(материал полумуфты СЧ-20).

Gсм = 2·259,553·103/45 (9-5,5)(65-14)=519,106·103 /8032,5=64,62 МПа<{Gсм}

64,62 МПа<70 МПа

Условие выполнено

9.4. Проверка шпонки под зубчатым колесом:

b×h=16×10 мм; t1=6 мм; t2=3,8 мм; d=55 мм; L=40 мм; фаска 0,35×45°.

Gсм=2Т2/d (h-t1)(L-b) <{Gсм}, (9.4)

(зубчатое колесо из стали)

Gсм=2·367,42·103/55 (10-6)(40-16)=529,7·103/5280=100,32 МПа< {Gсм}

100,32 МПа< 120 МПа

Условие выполнено

10. Проверочный расчет ведомого вала

10.1. Проверочный (уточненный) расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями {S}

Соблюдение прочности при S≥ {S}=25 Л.3 с. 161

Согласно сборочному чертежу составил расчетную схему и построить эпюры Mx, My, Mk,Ft,Fa Ry4

Ry3 С

Rx3 L3	А Fr L2		В Rx4 L2
+		МyВ
MxBслева		+ MxB справа Mк =Т2
+

Горизонтальная

плоскость

МуА=0,

Му слева =Му справа =Rx3L2,

MyC=0.

Му слева =Му справа =1105,5·0,05 =55,275 Н·м

Вертикальная плоскость

MxA=0,

MxB слева= Ry3L2,

MxB справа= Ry4 L2,

MxC=0,

Mк=T2.

MxB слева=86,2 ·0,05=-0,945 Н·м

MxB справа=1053,7·0,05=39,695 Н·м

Mк=T2=367,42Н·м

10.2.Согласно расчетов построения эпюр опасным является сечение под зубчатым колесом

Материал вала - сталь 45 нормализованная (Табл. 3.3. Л1 с. 34

Gв = 570 МПа)

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

G-1 ≈ 0,43Gв, (10.1.)

G-1 ≈ 0,43·570=245,1 МПа

10.3. Определяю предел выносливости при симметричном цикле касательных

τ-1 ≈ 0,58G-1, (10.2.)

Нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по нулевому (пульсирующему)

τ-1 ≈ 0,58·245,1=142,158 МПа

Диаметр вала под зубчатым колесом

d =55 мм

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки согласно Табл. 10.1. Л.1 КG ≈1,6; Kτ≈1,5;

Табл. 10.1. Л.1 εG ≈0,82; ετ≈0,7;

Л1. с 313 φG≈0,15 ; φτ≈0,1.

Крутящий момент Т2=264,85 H·м

10.4. Определение суммарного изгибающего момента:

Ми =

=68,05 Н·м

Момент сопротивления кручению (вал под колесом d =55 мм, b =16 мм, t1=6 мм; табл. 10.5. )

W к нетто =πd3 / 16 – в·t1(d-t1)2 / 2d, (10.3.)

где Wк нетто – момент сопротивления кручения, мм;

d – диаметр вала, мм.

W к нетто =3,14·553 / 16 – 16·6(55-6)2 / 2·55=30555,7 мм3

Момент сопротивления изгибу

W к нетто = πd3/ 32-в·t1(d-t1)2 /2d,

W к нетто = 3,14·553/ 32-16·6(55-6)2 /2·55=14230 мм3

10.5. Определение амплитуды и среднего напряжения цикла касательных напряжений

τv = τm= T2/2W к нетто, (10.4.)

τv = 367,42·103/2·30555,7=4,33 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Gv=Ми / W к нетто, (10.5.)

Gv=68,05·103 /14,23·103=4,78МПа

Среднее напряжение Gm = 0

10.6. Определение коэффициента запаса прочности нормальным напряжением

, (10.6)

=26,3

10.7. Определение коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям

, (10.7)

=14,63

10.8. Определение результирующего коэффициента запаса прочности для сечения под зубчатым колесом

>[S]=2,5, (10.8)

=12,787>2,5

Условие выполнено

11. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения ведомого вала редуктора с валом барабана ленточного конвейера выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75-приложение

Произведем проверочный расчет резиновых втулок.

11.1. Расчетный момент

Тр=kpТ3,

где Тр - Расчетный момент, Н·м;

kp=1,25…1,5-коэфициент режима работы для ленточных транспортеров.

Т3-момент передаваемый муфтой, Н·м.

Тр=1,3·259,553=337 Н·м

11.2. По ГОСТ 21424-75 выбираю муфту с [T]=500 Н·м; d=45 мм;

D=170 мм; dn=18 мм; Св=36

11.3. Проверка резиновых втулок на смятие поверхностей их сопряжения с пальцами

Gсм= Ft/Sсм= Ft/dn Св≤[Gсм],

где Ft- окружная сила, передаваемая одним пальцем, Н.

Ft=Tр/ 0,5D·z,

где допускаемое напряжение смятия резины [Gсм]=2,0 МПа.

Ft=337/ 0,5·170·10-3·6=660,8 Н

Gсм=660,8/18·36=1,02 МПа

Gсм≤[Gсм]

1,02 МПа≤2 МПа

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки зубчатого колеса на вал H7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняю с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Муфты при тяжелых ударных нагрузках H7.

Распорные кольца, сальники H8.

Шкивы и звездочки H7.

13. Смазка редуктора