 |
Предварительный расчет валов
|
|
Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [tк] = 20 Мпа
Принимаем d в1= 50 мм
Примем под подшипниками d п1 = 45 мм
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал
Примем [ tк ] = 20 МПа
Диаметр выходного конца вала
Примем d в2 = 65 мм
Диаметр вала под подшипниками примем d п2 = 70 мм
Под зубчатым колесом примем d к2 = 75 мм
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
9.Конструктивные размеры зубчатых колес
Вал-шестерня
Её размеры определены выше:
d1 = 146,565 мм; da1 = 158,565 мм; b1 = 131 мм
Колесо вала 2
d2 = 653,435 мм; da2 = 665,435 мм; b2 = 126 мм
Диаметр ступицы
dст= 1,6 хdk2 = 1,6 х 75 = 120 мм
Принимаем dст = 120 мм
Длина ступицы
Lст = 1,4хdk2 = 1,4 х 75 = 105 мм
Принимаем L ст = 150 мм
Толщина обода
d = (2,5¸4) х m n= (2,5¸4) х 6 = 15¸24 мм
Принимаем d = 20 мм
Толщина диска
С = 0,3 х b 2 = 0,3 х 126 = 37,8 мм
Принимаем С = 40 мм
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,025 хaw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем d = 12 мм
d 1 = 0,02 хaw +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем d1 = 10 мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
-верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1 ,5 хd = 1,5 х 12 = 18 мм
b 1= 1 ,5 хd1= 1,5 х 12 = 15 мм
-нижнего пояса корпуса
р = 2,35 хd = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм
Диаметр болтов :
-фундаментных
d 1 = 0,033 хaw +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм
Принимаем болты с резьбой М 27
-крепящих крышку к корпусу у подшипника
d 2 = 0,72 х d 1 = 0 ,72 х 27 = 19,4 мм
Принимаем болты с резьбой М20
-соединяющих крышку с корпусом
d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8 мм
Принимаем болты с резьбой М 16
Выбор муфты
Ведомый вал
Передаваемый крутящий момент
Т2 = 1027,93 Н м
Число оборотов n = 650 об/мин
Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75
Размеры
d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I
D = 220 мм L = 286 мм
Выбор смазки
Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .
Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт
Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности
W = 0,25х 99,93 = 24,98 л
Устанавливаем вязкость масла
При s н =9,729 МПа и V = 22,435 м/с
кинематическая вязкость масла u = 34 х 10 -6 м2 /с
Применим масло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.
13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора
Расчёт ведущего вала
Из предыдущих расчётов имеем:
T 1 = 326,41 Н м – крутящий момент
n1 = 2925 об/мин - число оборотов
Ft= 4454,13 Н – окружное усилие
Fr= 1650,05 Н – радиальное усилие
Fa= 308,56 Н – осевое усилие
d 1 = 146,565 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200
s в = 690 МПа – предел прочности
s-1 = 0,43 хs в = 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1 = 0,58 хs-1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l1 = 110 мм
Определим опорные реакции в плоскости XZ
Определим опорные реакции в плоскости YZ
Проверка: 
Суммарные реакции:
Определим изгибающие моменты
Плоскость YZ
Плоскость ZX
Суммарный изгибающий момент
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309:
d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5 мм ; C = 52,7 кН ; Co = 30 кН
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
где: Fr1 = 2412,59 Н - радиальная нагрузка
Fa= 308,56 Н - осевая нагрузка
V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)
Kу= 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров
KT = 1 - температурный коэффициент
Отношение 
; этой величине соответствует e ≈ 0,18
Отношение 
>e ;X = 0,56 и Y = 2,34
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Расчет ведомого вала
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.
Из предыдущих расчётов имеем:
T 2 = 1027,93 Н м – крутящий момент
n2 = 650 об/мин - число оборотов
Ft= 4454,13 Н – окружное усилие
Fr= 1650,05 Н – радиальное усилие
Fa= 308,56 Н – осевое усилие
d 2 = 653,435 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь 45, нормализованная HB 190
s в = 570 МПа – предел прочности
s-1 = 0,43 хs в = 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1 = 0,58 хs-1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l2= 140 мм
Определим опорные реакции в плоскости XZ
Определим опорные реакции в плоскости YZ
Проверка: 
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 314:
d = 70 мм ; D = 150 мм ; B = 35 мм ; r = 3,5 мм ; C = 104 кН ; Co = 63 кН
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
где: Fr4 = 2522,73 Н - радиальная нагрузка
Fa= 308,56 Н - осевая нагрузка
V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)
Kу= 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров
KT = 1 - температурный коэффициент
Отношение 
; этой величине
соответствует e ≈ 0,18
Отношение 
<e ; значит X = 1 и Y = 0
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Определим изгибающие моменты в сечении С
Плоскость YZ
Плоскость XZ
Суммарный изгибающий момент в сечении С
