Расчет и проектирование привода к скребковому конвейеру

б) Находим отношение

==0,036, (9.2)

где C0r - статическая грузоподъёмность подшипника на быстроходном валу, C0r=13,7 кН=13700 Н.

Определяем коэффициент осевого нагружения е интерполированием [1, табл. 9.2, с. 143]

е=e'+ ·=0,22+(0,036-0,028)=0,23,

е' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

=0,028, по табличным данным е'=0,22;

e'' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

= 0,056, по табличным данным е''=0,26.

Определяем коэффициент осевой нагрузки Y интерполированием [1, табл. 9.2, с. 143]



Y=Y'+·=1,99+(0,036-0,028)=1,91

Y' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

=0,028, по табличным данным Y'=1,99;

Y'' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

=0,056, по табличным данным Y''=1,71.

в) По соотношению =0,14<e=0,23 выбираем формулу для расчёта эквивалентной динамической нагрузки подшипников [1, табл. 9.1, с. 141]

RE=VRrKбKт=1·3398,5·1·1,1=3738,35 (Н), (9.3)

Kб - коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки и вида машинного агрегата, принимаем Kб =1,1[1, табл. 9.4, с. 145];

Kт - температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 1000 С принимаем Kт=1.

2) Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность подшипников [1, с. 140]

Сrp=RE·=3738,35·=21220,8 (Н), (9.4)

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, RE =3738,35Н;

m - показатель степени, для радиальных шариковых подшипников m=3 [1, с. 140];

a1 - коэффициент надёжности, a1=1 [1, с. 140];

a23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях эксплуатации для шариковых подшипников принимаем a23=0,7…0,8 [1, с. 140];

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, n=n1= 213,4 об/мин;

Lh - требуемая долговечность подшипников, принимаем для зубчатых редукторов Lh=10000 ч [1, с. 140].

Проверяем пригодность подшипников сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой по условию [1, с. 140]

Crp?Cr, (9.5)

где Cr - базовая динамическая грузоподъёмность подшипников, Cr=25,5кН=25500Н.

Условие Crp?Cr выполняется, так как Crp=21220,8 Н <Cr=25500 Н, следовательно, подшипники пригодны.

3) Определяем базовую долговечность подшипников [1, с. 140]

L10h=a1a23=1·0,7·=17351,3 (ч). (9.6)

Проверяем пригодность подшипников сопоставлением базовой долговечности с требуемой по условию [1, с. 140]

L10h?Lh . (9.7)

Условие L10h?Lh выполняется, так как L10h=17351,3 ч>Lh=10000 ч.

9.2.1 Проверочный расчёт радиальных шариковых однорядных подшипников тихоходного вала

Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников выполняется по рекомендациям [1, с. 140-149].

1) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку подшипников.

а) Определяем отношение

==0,098, (9.8)

где Ra - осевая нагрузка подшипника, Ra=Fa2=489,9Н;

V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V=1[1, табл. 9.1, с. 141];

Rr - большая радиальная нагрузка подшипника (суммарная реакция подшипника) Rr=Rс=4996,4Н.

б) Находим отношение

==0,019, (9.9)

где C0r - статическая грузоподъёмность подшипника на тихоходном валу,

C0r=25 кН=25000 Н.

Определяем коэффициент осевогонагруженияе интерполированием [1, табл. 9.2, с. 143]

е=e'+ ·=0,19+(0,019-0,014)=0,02,

е' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

=0,014, по табличным данным е'=0,19;

e'' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

= 0,028, по табличным данным е''=0,22.

Определяем коэффициент осевой нагрузки Y интерполированием [1, табл. 9.2, с. 143]

Y=Y'+·=2,3+(0,019-0,014)=2,2,

Y' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

=0,014, по табличным данным Y'=2,3;

Y'' - значение коэффициента влияние осевого нагружения при отношении

=0,028, по табличным данным Y''=1,99.

в) По соотношению =0,019<e=0,02 выбираем формулу для расчёта эквивалентной динамической нагрузки подшипников [1, табл. 9.1, с. 141]

RE=VRrKбKт=1·4996,4·1·1,1=5496,04 (Н), (9.10)

Kб - коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки и вида машинного агрегата, принимаем Kб =1,1[1, табл. 9.4, с. 145];

Kт - температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 1000 С принимаем Kт=1.

2) Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность подшипников [1, с. 140]

Сrp=RE·=5496,04·=16240,1 (Н), (9.11)

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, RE =5496,04H;

m - показатель степени, для радиальных шариковых подшипников m=3 [1, с. 140];

a1 - коэффициент надёжности, a1=1 [1, с. 140];

a23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях эксплуатации для шариковых подшипников принимаем a23=0,7…0,8 [1, с. 140];

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала,n=n2= 30,1 об/мин;

Lh - требуемая долговечность подшипников, принимаем для зубчатых редукторов Lh=10000 ч [1, с. 140].

Проверяем пригодность подшипников сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой по условию [1, с. 140]

Crp?Cr, (9.12)

где Cr - базовая динамическая грузоподъёмность подшипников, Cr=43,6кН=43600 Н.

Условие Crp?Cr выполняется, так как Crp=16240,1 Н <Cr=43600 Н, следовательно, подшипники пригодны.

3) Определяем базовую долговечность подшипников [1, с. 140]

L10h=a1a23=1·0,7·=193504,1 (ч). (9.13)

Проверяем пригодность подшипников сопоставлением базовой долговечности с требуемой по условию [1, с. 140]

L10h?Lh . (9.14)

Условие L10h?Lh выполняется, так как L10h=193504,1>Lh=10000 ч.

9.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9.3.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

Построение выполняем на основание результатов, полученных при расчёте реакций в опорах подшипников, в соответствии с рекомендациями [1, с. 134-139]. Расчётная схема быстроходного вала приведена на рисунке 9.1.

Выполняем расчёт изгибающих моментов.

а) Вертикальная плоскость.

Рассчитываем значения изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1-4, Н·мм

Mх1=0;

Mх2=0;

Mх3=RAy·=-1534,75·=-75202,75 (Н·мм);

Mх4=0;

б) Горизонтальная плоскость.

Рассчитываем значения изгибающих моментов относительно оси у в характерных сечениях 1-4, Н·мм

Mу1=0;

Mу2=Fоп· lоп=1399·81,5=114018,5(Н·мм);

Mу3слева=Fоп·(lоп+)-RAx·=1399·(81,5 + )-·=22986,8(Н·мм);

Mу3справа=-RВy·=541,68·=26542,3(Н·мм);

Mу4=0;

Выполняем расчёт крутящего момента, Н·мм

Mk=Mz=== 67682,5(Н·мм).

Строем эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 9.5).

Знак эпюры крутящего момента определяется направлением момента от окружной силы Ft, если смотреть со стороны выходного кольца вала (по ходу часовой стрелки - знак «плюс», против - знак «минус»).

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала (сечения 2 и 3), Н·мм

M2===114018,5(Н·мм);

M3== =82525,6(Н·мм).

9.3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

Построение выполняем на основание результатов, полученных при расчёте реакций в опорах подшипников, в соответствии с рекомендациями [1, с. 134-139]. Расчётная схема тихоходного вала приведена на рисунке 9.2.

Выполняем расчёт изгибающих моментов.

а) Вертикальная плоскость.

Рассчитываем значения изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1-4, Н·мм

Mх1=0; Mх2= RСy·= - 4813,67· = - 245473,1 (Н·мм);

Mх3=+Ft2·=+156544,5=-334401,7 (Н·мм);

Mх4=0;

б) Горизонтальная плоскость.

Рассчитываем значения изгибающих моментов относительно оси у в характерных сечениях 1-4, Н·мм

Mу1=0; Mу2слева= RСх·= 1338,8· =68278,8 (Н·мм);

Mу2справа= RСх· -= 1338,8· - = 9100,9(Н·мм);

Mу3=0; Mу4=0;

Выполняем расчёт крутящего момента, Н·мм

Mk=Mz===484827,5 (Н·мм).

Строем эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 9.6).

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала (сечения 2 и 3), Н·мм

M2== =254792,1 (Н·мм);

M3== =355479,18 (Н·мм).

Рисунок 9.5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

Рисунок 9.6 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала



10. Конструирование валов

10.1 Конструирование быстроходного вала

Конструкция быстроходного вала (вала-шестерни), а также диаметры и длины его ступеней были определены на стадии предварительного расчета валов. При выполнении эскизной компоновки редуктора размеры диаметров и длин ступеней были уточнены.

1) Первая ступень посадочная поверхность под элемент открытой передачи.

Выходной конец вала (рисунок10.1) выполняется цилиндрическим со следующими размерами:

- диаметр ступени d1 = 30 мм;

- длина ступени l1 = 40 мм.

Для облегчения монтажа элемента открытой передачи на торце первой ступени выполняем фаску с=1мм (1Ч45°) [1,табл.10.8, с.188].

Переходный участок вала между двумя (первой и второй) смежными ступенями разных диаметров выполняем галтелью радиуса r= 2 мм [1,табл. 10.8, с.188].

Рисунок 10.1 - Выходной конец вала

Выбираем параметры шпоночного соединения для установки элемента открытой передачи [1, табл. К42, с.449]:

- ширина шпонки b = 8 мм;

- высота шпонки h = 10 мм;

- глубина шпоночного паза вала t1 = 5 мм;

- глубина шпоночного паза ступицы t2 = 3,3 мм;

- длина шпонки l = 22 мм.

Рисунок 10.2 - Поперечное сечение ступени вала со шпоночным пазом

2) Вторая ступень (посадочная поверхность под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).

Размеры второй ступени вала:

-диаметр ступени d2 = 35 мм;

-длина ступени l2 = 70 мм.

Переходный участок вала между двумя (второй и третьей) смежными ступенями разных диаметров выполняем канавкой ширины b=3 мм со скруглением r=1мм для выхода шлифовального круга, которая повышает концентрацию напряжений на переходном участке (рисунок 10.3) [1,табл. 10.7, с.187].

Рисунок 10.3 - Переходный участок в виде канавки

3) Третья ступень (выполняется заодно с цилиндрической шестерней).

Размеры третьей ступени вала:

-диаметр ступени d3 = 40 мм;

-длина ступени l3 = 81 мм.

4) Четвертая ступень (посадочная поверхность под подшипник ).

Размеры четвертой ступени вала:

-диаметр ступени d4 = 35 мм;

-длина ступени l4 = 17 мм.

Для облегчения монтажа подшипника качения на торце четвертой сту- пени выполняем фаску с = 1,5 мм (1Ч 45°) [1, табл. 10.8, с.188].

Переходный участок вала между третьей и четвертой ступенями выполняем аналогично переходному участку между второй и третьей.

Конструкция и размеры быстроходного вала представлены на рисунке 10.4.

Рисунок 10.4 - Конструкция и размеры вала-шестерни

10.2 Конструирование тихоходного вала

Конструкция тихоходного вала редуктора, а также диаметры и длины его ступеней были определены на стадии предварительного расчета валов. При выполнении эскизной компоновки редуктора размеры диаметров и длин ступеней были уточнены.

1) Первая ступень посадочная поверхность под полумуфту

Выходной конец вала выполняется цилиндрическим со следующими размерами:

-диаметр ступени d1 = 50 мм;

-длина ступени l1 = 60 мм.

Для облегчения монтажа элемента открытой передачи на торце первой ступени выполняем фаску с=2,5мм (1Ч45°) [1,табл.10.8, с.188].

Переходный участок вала между двумя (первой и второй) смежными ступенями разных диаметров выполняем галтелью радиуса r= 2,5 мм [1,табл. 10.8, с.188].

Выбираем параметры шпоночного соединения для установки элемента полумуфты [1, табл. К42, с.449]:

-ширина шпонки b = 14 мм;

-высота шпонки h = 9 мм;

-глубина шпоночного паза вала t1 = 5,5 мм;

-глубина шпоночного паза ступицы t2 = 3,8мм;

-длина шпонки l = 45мм.

2) Вторая ступень (посадочная поверхность под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).

Размеры второй ступени вала:

-диаметр ступени d2 = 55мм;

-длина ступени l2 = 72 мм.

Переходный участок вала между двумя (второй и третьей) смежными ступенями разных диаметров выполняем канавкой ширины b= 3 мм со скруглением r= 1 мм для выхода шлифовального круга [1, табл. 10.7, с.187].

3) Третья ступень (посадочная поверхность под зубчатое колесо). Размеры третьей ступени вала:

-диаметр ступени d3 = 65 мм;

-длина ступени l3 = 73 мм.

Длину ступени l3 выполняем больше длины ступицы колеса lст ,при этом распорная втулка устанавливается между торцом внутреннего кольца подшипника и торцом ступицы колеса.

Зубчатое колесо устанавливается на валу по посадке с натягом и дополнительно фиксируется с помощью шпоночного соединения с призматической шпонкой.

Шпоночный паз на третьей ступени располагаем со стороны паза первой ступени.

Выбираем параметры шпоночного соединения (в зависимости от диаметра ступени) [1, табл. К42, с.449]:

-ширина шпонки b = 18мм;

-высота шпонки h = 11мм;

-глубина шпоночного паза вала t1 = 7 мм;

-глубина шпоночного паза ступицы t2 = 4,4 мм;

-длина шпонки l = 50мм.

Длина шпонки принимается на 5-10 мм меньше длины ступицы зубчатого колеса из нормируемого ряда стандартных значений.

Переходный участок вала между двумя (третьей и пятой) смежными ступенями разных диаметров выполняем канавкой ширины b= 3 мм со скруглением r= 1 мм для выхода шлифовального круга [1, табл. 10.7, с.187].

4) Четвертая ступень (посадочная поверхность под подшипник). Размеры четвертой ступени вала:

-диаметр ступениd4 = 55 мм;

-длина ступениl4 = 21 мм.

Для облегчения монтажа подшипника качения на торце четвертой сту пени выполняем фаску с = 1 мм (1Ч 45°) [1, табл. 10.8, с.188].

Переходный участок вала между третьей и четвертой ступенями выполняем аналогично переходному участку между второй и третьей.

5) Пятая ступень (предотвращает осевое смещение колеса). Размеры пятой ступени вала:

-диаметр ступени d5 = 70мм;

-длина ступени l5 = 8 мм.

Конструкция и размеры тихоходного вала представлены на рисунке 10.5.

Рисунок 10.5 - Конструкция и размеры тихоходного вала



11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие [2, с.170].

Условие прочности на смятие

, (11.1)

где Т - передаваемый вращающий момент, Н мм;

d-диаметр вала вместе установки шпонки, мм;

lp- рабочая длина шпонки, для шпонки со скругленными торцами,

lp=l-b, мм;

l-полная длина шпонки, мм;

b-ширина шпонки, мм;

h-высота шпонки, мм;

t1-глубина шпоночного паза на валу, мм;

[у]см-допускаемое напряжение на смятие, принимаем [у]см=190 МПа[1,с. 266].

Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и полумуфтой и одна шпонка на быстроходном валу-под элементом открытой передачи.

1) Проверяем шпонку быстроходного вала под элементом открытой передачи.

Условие прочности на смятие

(МПа),

где Т- передаваемый вращающий момент, Т=Т1 = 71850 Н· мм;

d-диаметр вала в месте установки шпонки, d = 30мм;

lp- рабочая длина шпонки, для шпонки со скругленными торцами,

lp=l-b=32 - 10=22(мм),

l-полная длина шпонки, определенная при выборе параметров шпоночного соединения на этапе конструирования валов, l=32мм;

b-ширина шпонки, b = 10 мм;

h-высота шпонки, h =8 мм;

t1-глубина шпоночного паза на валу, t1 =5мм;

Условие , выполняется, так как =72,6 МПа <=190 МПа.

2) Проверяем шпонку тихоходного вала под полумуфтой.

Рассчитываем напряжения смятия

(МПа),

где Т- передаваемый вращающий момент, Т=Т2 = 484830Н· мм;

d-диаметр вала в месте установки шпонки, d = 50мм;

lp- рабочая длина шпонки, для шпонки со скругленными торцами,

lp=l-b=45- 14 = 31 (мм),

l -полная длина шпонки, определенная при выборе параметров шпоночного соединения на этапе конструирования валов, l=45мм;

b-ширина шпонки, b = 14 мм;

h-высота шпонки, h =9 мм;

t1-глубина шпоночного паза на валу, t1 =5,5мм;

Условие , выполняется, так как =178,7 МПа <=190 МПа.

3) Проверяем шпонку тихоходного вала под зубчатое колесо.

Рассчитываем напряжения смятия

(МПа),

где Т - передаваемый вращающий момент, Т=Т2 = 484830Н· мм;

d-диаметр вала в месте установки шпонки, d = 65мм;

lp- рабочая длина шпонки, для шпонки со скругленными торцами,

lp=l-b=50- 18 = 32 (мм),

l-полная длина шпонки, определенная при выборе параметров шпоночного соединения на этапе конструирования валов, l=50мм;

b-ширина шпонки, b = 18 мм;

h-высота шпонки, h =11 мм;

t1-глубина шпоночного паза на валу, t1 =7мм;

Условие , выполняется, так как =116,5 МПа <=190 МПа.

11.2 Проверочный расчет валов

11.2.1 Проверочный расчет на прочность

Проверочныйрасчетсостоитвопределениикоэффициентовзапасапрочностидляопасныхсеченийисравненииихстребуемыми (допускаемыми) значениями [2, с. 162-167].

Условие прочности имеет вид

s ? [s], (11.2)

где s -коэффициент запаса прочности для опасного сечения;

[s]-допускаемое значение коэффициент запаса прочности, принимаем [s]= 2,5 [2,с. 162].

Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов. Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте М.

Общий коэффициент запаса прочности s в опасных сечениях [2, с.162]



, (11.3)

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [2,с.162]

, (11.4)

где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба, =410 МПа;

-эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

-масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, принимаем =0,97 [2, с. 162];

- амплитуда циклов нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

-среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

-коэффициент; для легированных сталей =0,25…0,3 [2, с. 162], принимаем =0,25.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям[2,с.164]



, (11.5)

гдеф-1-предел выносливости материала вала при симметричном цикле кручения [2, с.164],

(МПа); (11.6)

-эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

-масштабный фактор для касательных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, принимаем=0,97[2,с.162];

-амплитуда циклов касательных напряжений;

-среднее напряжение цикла касательных напряжений;

- коэффициент, для легированных сталей=0,1 [2,с.166].

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

11.2.2 Проверочный расчет быстроходного вала

Выполняем уточненный расчет быстроходного вала. Намечаем три опасных сечения (рисунок11.1):

Одно (сечение А-А) - на второй ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой;

второе (сечение Б-Б) - на ступенчатом переходе галтелью r между второй и третьей ступенью;

третье (сечение В-В) - на третьей ступени в месте установки шестерни.

При df1>d3 - ступенчатый переход галтелью r между диаметром впадин шестерни df1 и диаметром ступени d3

Рисунок 11.1 - Опасные сечения быстроходного вала

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

где отношение эффективного коэффициента концентрации к масштабному фактору для нормальных напряжений, для валов с напрессованными деталями при пределе прочности= 900 МПа принимаем = 3,9 [2, табл. 8.7, с. 166]

-амплитуда циклов нормальных напряжений,

(МПа) (11.7)

-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, М=М2=114018,5Н· мм;

-осевой момент сопротивления сечения вала [1,табл.11.1,с. 270],

(мм3); (11.8)

-среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

(МПа), (11.9)

-осевая нагрузка на вал, = 489,9Н.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где - отношение эффективного коэффициента концентрации к масштабному фактору для касательных напряжений [2,табл.8.7, с.166],

; (11.10)

-амплитуда циклов касательных напряжений;

-среднее напряжение цикла касательных напряжений;

(МПа), (11.11)

-крутящий момент,= 67682,5 Н·мм;

-полярный момент инерции сопротивления сечения вала[1,табл. 11.1,с. 270],

(мм3). (11.12)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в сечении А-А

Условие s ? [s] выполняется, так как s = 3,74>[s]= 2,5.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена переходом от второй (Ш35 мм) к третьей (Ш40мм) ступени.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



,

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

при и принимаем =2,51 [2,табл. 8.2,с. 163];

-масштабный фактор для нормальных напряжений, для легированной стали принимаем =0,73 [2,табл.8.8,с. 166];

-амплитуда циклов нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении,

(МПа);

-среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

(МПа).

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где -эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем =1,61 [2,табл. 8.2,с.163];

-масштабный фактор для касательных напряжений, =0,73 [2,табл. 8.8,с. 166];

-амплитуда циклов касательных напряжений;

-среднее напряжение цикла касательных напряжений;

(МПа).

Определяем общий коэффициент запаса прочности в сечении Б-Б



Условие s ? [s] выполняется, так как s = 4,2>[s]= 2,5.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом между диаметром впадин шестерни df1 (Ш40,5мм) и диаметром третьей ступени (Ш40мм).

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

где -эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

при и принимаем =2,51 [2,табл. 8.2,с. 163];

-масштабный фактор для нормальных напряжений, для легированной стали принимаем =0,73 [2,табл.8.8,с. 166];

-амплитуда циклов нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении,

(МПа),

-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, М=М3=82525,6Н· мм;

-осевой момент сопротивления сечения вала [1,табл.11.1,с. 270],

(мм3)

-среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

(МПа).

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где -эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем =1,61[2,табл. 8.2,с.163];

-масштабный фактор для касательных напряжений, =0,73 [2,табл. 8.8,с. 166];

-амплитуда циклов касательных напряжений;

-среднее напряжение цикла касательных напряжений;

(МПа),

-крутящий момент,=67682,5 Н·мм;

-полярный момент инерции сопротивления сечения вала[1,табл. 11.1,с. 270],

(мм3).

Определяем общий коэффициент запаса прочности в сечении В-В

Условие s ? [s] выполняется, так как s = 8,7>[s]= 2,5.

11.2.3 Проверочный расчет тихоходного вала

Выполняем уточненный расчет тихоходного вала. Намечаем три опасных сечения (рисунок11.2):

одно (сечение Г-Г)-на второй ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой;

второе (сечение Д-Д)-на ступенчатом переходе галтелью r между второй и третьей ступенью;

третье (сечение Е-Е)-на третьей ступени под колесом.

Рисунок 11.2 - Опасные сечения тихоходного вала

Для расчета выбираем два наиболее опасных сечения (Г- Г и Е-Е).

Сечение Г-Г. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

где отношение эффективного коэффициента концентрации к масштабному фактору для нормальных напряжений, для валов с напрессованными деталями при пределе прочности =900 МПа принимаем =4,5 [2, табл. 8.7, с. 166]

-амплитуда циклов нормальных напряжений,

(МПа),

-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, М=М2=334401,7Н· мм;

-осевой момент сопротивления сечения вала [1,табл.11.1,с. 270],

(мм3).

-среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

(МПа).

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где - отношение эффективного коэффициента концентрации к масштабному фактору для касательных напряжений[2,табл.8.7, с.166],

;

-амплитуда циклов касательных напряжений;

-среднее напряжение цикла касательных напряжений;

(МПа),

-крутящий момент,= 484827,5 Н·мм;

-полярный момент инерции сопротивления сечения вала[1,табл. 11.1,с. 270],

мм3).

Определяем общий коэффициент запаса прочности в сечении Г-Г

Условие s ? [s] выполняется, так как s = 3,7>[s]= 2,5.

Сечение Е-Е. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки на третьей ступени вала под колесом.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

где -эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, принимаем =1,90 [2,табл. 8.5,с. 165];

-масштабный фактор для нормальных напряжений, для легированной стали принимаем =0,6625 [2,табл.8.8,с. 166];

-амплитуда циклов нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении,

(МПа),

-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, М=М2=254792,1Н· мм;

-осевой момент сопротивления сечения вала [1,табл.11.1,с. 270],

(мм3);

-среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

(МПа).

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где -эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем =1,9[2,табл. 8.2,с.163];

-масштабный фактор для касательных напряжений, =0,6625 [2,табл. 8.8,с. 166];

-амплитуда циклов касательных напряжений;

-среднее напряжение цикла касательных напряжений;



(МПа),

-крутящий момент,= 484827,5 Н·мм;

-полярный момент инерции сопротивления сечения вала[1,табл. 11.1,с. 270],

(мм3).

Определяем общий коэффициент запаса прочности в сечении Е-Е

Условие s ? [s] выполняется, так как s = 6,7>[s]= 2,5.



12. Выбор посадок для основных деталей редуктора

На основании таблицы 10.13 [2] принимаем следующие посадки основных сопряжений:

Зубчатые колеса, муфты H7/k6,

Наружные кольца подшипников качения в корпусе Н7,

Внутренние кольца подшипников качения на вал k6,

Шпоночная канавка в ступице по ширине JS9,

Шпоночная канавка на валу по ширине N9,

Шпонка по высоте h9,

Шпонка по ширине h9,

Шпонка по длине h14,

Шпонка в сборе в ступице (по ширине) JS9/h9,

Шпонка в сборе на валу (по ширине) N9/h9,

Отверстие в крышке подшипника под манжету H8,

Участок вала под уплотнение h11.



13. Смазка редуктора

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на всю длину зуба.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,6 л масла на 1кВт передаваемой мощности: V= 0,6·2,2 =1,32л.

По табл. 10.8 [2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уH=499,56МПа и скорости v=0,53 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34·10-6м2/с.

По табл. 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И-40А.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра, конструкция их проста и достаточно надёжна.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом.

Сорт мази выбираем по табл.9.14 [2]: литол-24.



14. Выбор муфты

В проектируемом приводе применена компенсирующая разъемная муфта нерасцепляемого класса в стандартном исполнении [1,с.250]. Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент на соединяемых валах. Муфту выбирают по расчетному вращающему моменту [1, с.251]:

Тр=Кр·Т?Т,

где Кр=1,5 - коэффициент режима нагрузки [1, с.251],

Т - вращающий момент, передаваемый муфтой[5, с.403],

Конвейер соединён муфтой с тихоходным валом редуктора. Поэтому необходимо согласовать диаметр выходного конца вала с диаметром полумуфты. По передаваемому крутящему моменту двигателя Т=484,83Нм выбираем стандартную муфту упругую с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93 [1, табл. К25, с.428]. Получим:

Тр=1,5·484,83=727,2Н·м<Т=800Н·м,

Следовательно, окончательно принимаем муфту упругую с торообразной оболочкой 40-1-22-1-У2 ГОСТ 20884-93 со следующими характеристиками:

Т=40Н·м - вращающий момент, передаваемый муфтой,

d=50 мм - диаметр конца вала под муфту,

D=320мм - наружный диаметр муфты

L=280мм - длина муфты.



15. Сборка и регулировка редуктора

привод редуктор шестерня конвейер

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают маслоудерживающие кольца и шариковые радиальные подшипники 207, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18Ч11Ч50 и напресовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шариковые радиальные подшипники 211, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух штифтов; затягивают болты диаметром М8, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты резиновые армированные. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами М8.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 10Ч8Ч32, устанавливают открытую передачу.

После на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 14Ч9Ч45, устанавливают полумуфту и закрепляют ее торцовым креплением.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Размещено на Allbest.ru