одноступенчатый редуктор с плоскоременной передачей, валами на п. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора
![]()
|
. Проверка долговечности подшипника Ведущий вал (рис. 4). Из предыдущих расчетов имеем Ft = 2071.4 Н, Fr = 782 Н и = 571 Н; из первого этапа компоновки l1= 63 мм. ![]() Рис. 4 Реакции опор: в плоскости xz ![]() в плоскости уz ![]() ![]() Проверка: Ryl + R2 -Fr = 518+ 264- 782=0. Суммарные реакции ![]() ![]() Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1 Намечаем радиальные шариковые подшипники 306 (см. приложение, табл. ПЗ): =30 мм; D = 72 мм; В = 19 мм; С = 28,1 кН и С0 = 14,6 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле Pэ = (XVPr1 + YРа)КбКТ в которой радиальная нагрузка Рг1 = 1158 Н; осевая нагрузка Ра= Fa = 571 Н; V= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К6 = 1 (см. табл. 9.19); КТ= 1. Отношение ![]() Отношение ![]() Рэ=(0,56•1•1158+1,88•571)1•1= 1722 Н. Расчетная долговечность, млн. об ![]() Расчетная долговечность, ч ![]() что больше установленных ГОСТ 16162-85. Ведомый вал (рис. 5) несет такие же нагрузки, как и ведущий:Ft = 2071.4 Н, = 782 Н и Fa = 571 Н; Нагрузка на вал от цепной передачи Fв = 2513,3 Н. Составляющие этой нагрузки ![]() Из первого этапа компоновки l2 = 63 мм и l3 = 77 мм. ![]() Рис. 5 Реакции опор: в плоскости xz ![]() ![]() Проверка: Rx3+Rx4-(Ft+Fвх)=3328-3328=0 в плоскости уг ![]() ![]() Проверка: Ry3 + Fву -(Fr + Ry4) = 1908 -1908 = 0. Суммарные реакции ![]() ![]() Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 39 средней серии: d = 45 мм; D=100 мм; В = 25 мм; С =52.7 кН и С0 = 30 кН. Отношение ![]() Отношение ![]() Расчетная долговечность, млн. об. ![]() Расчетная долговечность, ч ![]() здесь п = 194 об/мин - частота вращения ведомого вала. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 306 имеют ресурс Lч= 299 •103 ч, а подшипники ведомого вала 309 имеют ресурс ч =168 •103 ч. 9. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические cо скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле ![]() Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [ ![]() ![]() ![]() ![]() Ведущий вал: d = 25мм; b ![]() ![]() ![]() ![]() (материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20). Ведомый вал Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 40 мм; b ![]() ![]() ![]() (обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено. 10. Уточненный расчет валов Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s> [5]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал. Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение. По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 =71,66 мм) среднее значение ![]() Предел выносливости при симметричном цикле изгиба ![]() Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ![]() Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности ![]() где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла ![]() При d = 25 мм; b = 8 мм; t1 = 4 мм по табл. 8.5 ![]() ![]() Принимаем kt = 1,68 (см. табл. 8.5), ![]() ![]() ![]() ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть ![]() Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l= 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А -А от консольной нагрузки ![]() ![]() здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала на). Результирующий коэффициент запаса прочности ![]() получился близким к коэффициенту запаса ![]() Такой большой коэффициент запаса прочности (8 или 7,2) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в сечениях Б -Б и В-В нет необходимости. Ведомый вал. Материал вала - сталь 45 нормализованная; ![]() ![]() ![]() Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки : ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Крутящий момент T2 = 232 • 103 Н-мм. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости М' = Rx3l2 = 267.7•63 = 16,86•103 Н•мм; изгибающий момент в вертикальной плоскости М" = Ry3l2 + ![]() суммарный изгибающий момент в сечении А - А МA-A= ![]() Момент сопротивления кручению (d = 40 мм; b = 12 мм; t1 =5 мм) ![]() Момент сопротивления изгибу ![]() Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений ![]() Амплитуда нормальных напряжений изгиба ![]() ![]() Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ![]() Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ![]() Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А ![]() Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом; ![]() ![]() ![]() ![]() Изгибающий момент М4 = Fвl3 = 2513,3•77 = 193 •103 Н•мм. Осевой момент сопротивления = ![]() Амплитуда нормальных напряжений ![]() Полярный момент сопротивления = 2W = 2•8,95•103 = 18•103 мм3. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений ![]() Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ![]() Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ![]() Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К ![]() Сечение Л- Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от D = 45 мм к d = 40 мм: при ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К. Осевой момент сопротивления сечения = ![]() Амплитуда нормальных напряжений ![]() Полярный момент сопротивления = 2W = 2•6,28•103 = 12,6•103мм3. Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений ![]() Коэффициенты запаса прочности ![]() ![]() Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л ![]() Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: ![]() ![]() ![]() ![]() Изгибающей момент (положим х1= 60 мм) Мб-б = Fвх1=2513,3•60=151•10э Н•мм. Момент сопротивления сечения нетто при b = 12 мм и t1= 5 мм ![]() Амплитуда нормальных напряжений изгиба ![]() Момент сопротивления кручению сечения нетто ![]() Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений ![]() Коэффициенты запаса прочности ![]() ![]() Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б ![]() Сведем результаты проверки в таблицу редуктор шестерня передача подшипник
Во всех сечениях s > [s]. |