124266 (Расчёт редуктора), страница 2

96,2

при этом коэффициенты Y_Fl = 3,72 и Y_F2 = 3,605 (см. с. 42) [1].

3.20 Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжением изгиба:

По таб.3.9 1 для стали 45 улучшенной при твердости HB350

⁰_Flimb=1,8 HB

Для шестерни σ = 1,8 260 = 468 МПа;

Для колеса σ = 1,8∙230 = 414 МПа.

3.21 Коэффициент запаса прочности [S_F] = [S_F]'∙[S_F]''

По табл. 3.9 [1] [S_F] = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F] = 1,75.

3.22 Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_F1] = = 236,5 МПа;

для колеса [σ_F2] = = 206 МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни = 64 МПа.

для колеса = 57 МПа

3.23 Проверку на изгиб проводим для колеса:

= 154 МПа < 206 МПа

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов на кручение, выполняют по пониженным допускаемым напряжениям.

4.1 Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

Ведущего М_II=9210³ Hм

Ведомого М_III=14010³ Нм

4.2 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении _к=20 МПа для ведущего вала:

26 мм

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда d_B2= 28

мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 35 мм,

Диаметр под шестерни d_K2=28 мм

4.3 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении _к=15 МПа для ведомого вала:

36 мм.

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда d_B3 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П3 = 45 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d_K3=50 мм

Диаметр под уплотнитель d=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5.1 Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка (назовем его по аналогии l_ст.).

l_ст.=b= 30 мм

5.2 Колесо:

Коническое колесо кованое.

Его размеры: d_ае2=184 мм; b₂= 30 мм.

Диаметр ступицы d_ст = l,2·d_k2 = 1,2 · 50 = 60 мм; длина ступицы l_ст = (1,2 l,5)d_k2 = (1,2 1,5) ∙ 28 = 33,6 ÷42 мм, принимаем l_ст = 38 мм.

Толщина обода δ₀ = (3 4) m= (3 4)∙3 = 9 12 мм, принимаем δ₀ = 10 мм.

Толщина диска С =(0,1÷ 0,17) R_e=(0,1÷0,17)·105=10,5÷17,9 мм

Принимаем с=14 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,05·R_e+1=0,05·105+1=6,268 мм; принимаю δ=7 мм

δ₁=0,04·R_e+1=0,04·105+1=5,21 мм; принимаю δ=6 мм.

6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5∙7 = 10,5 мм; принимаю b=11 мм

b₁ = 1,5∙δ₁ = 1,5∙6= 9 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 δ = 2,35∙7 = 16,45 мм; принимаю р = 17 мм.

6.3 Диаметр болтов:

фундаментных d₁ = 0,055R_e+12=0,055·105+12=17,79 мм; принимаю фундаментальные болты с резьбой М18;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂ = (0,7 0,75)d₁ = (0,7 0,75)∙18 = 12,0 13,5 мм;

принимаю болты с резьбой М12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₃ = (0,5 0,6) d₁ = (0,5 0,6)∙18 = 9 10,8 мм;

принимаю болты с резьбой М10.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников – пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазе удерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции – разрез по осям валов – на листе формата А1. Предпочтителен масштаб 1:1. проводим посредине листа горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии – ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом δ₁=32^о осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки R_e=105 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии (см. таблица П7):

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 8-10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника для размещения мазеудерживающего кольцо 10-15 мм.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к срединам контактных площадок (см. табл. 9.21). для однорядных конических роликоподшипников по формуле:

мм.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f₁=d₁+a₁=35+15,72=50,72 мм

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

с₁~(1,4÷2,3)·f₁=(1,4÷2,3)·50,72=71÷116,6 мм

Принимаем с₁=90 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10-15 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника 15-20 мм для размещения мазеудерживающего кольца.

Для подшипников 7209 размер мм

Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполнен симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А = А = мм. Нанесём габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f₂= мм и с₂= мм (так как А`+А=f₂+c₂).

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5 х, т.е. 15мм.

8. Проверка долговечности подшипника

1. С точки зрения конструктивных соображений более рациональным будет просчитать долговечность наиболее нагруженного подшипника на валу, который вращается с большей частотой, т.е. подшипник находящейся радом с шестерней на ведущем валу.

Из предыдущих расчетов имеем F_t = 1920 H, F_r =592,6 H; F_a=370 Н из первого этапа компоновки с₁ = 90 мм. и f₁= 50.72 мм

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x2c₁ – F_t f₁= 0 H ;

R_x2 = 1082 H;

R_x1c₁ – F_t (f₁ +c₁)= 0 H ;

R_x1 = 3002 H;

Проверка: R_x2 – R_x1 + F_t = 1082 – 3002 + 1920 = 0 H;

в плоскости yz

-R_y2 + F_rf₁ - F_a = 0 H;

137 H ;

-R_y1 + Fr*(f1 + c₁) - F_a = 0 H;

729,6 H;

Проверка: H;

Суммарные реакции:

Н ;

Н ;

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [формуле (9.9)]

S₂ = 0.83eP_r2 = 0.83*0.37*1090,6=334 H;

S₁ = 0.83eP_r1 = 0.83*0.37*3089,5 = 948,8 H;

здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения e = 0,37

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9,21) [ Л. 1.] В нашем случае S₁>S₂; F_a>0; тогда P_a1 = S₁= 1002.4 H; P_a2 = S₁ + F_a =1002.4 +370=1372.4 H

Рассмотрим левый подшипник

Отношение P_a1/ P_r1 = 948.8/3089.5 = 0.307>e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка Р_э1 =VР_r1K_бK_T, в которой радиальная нагрузка Р_r1 = 3089,6 Н; V = 1; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б = 1 (см. табл. 9.19) [Л.1]; К_T = 1 (см. табл. 9.20) [Л.1].

Р_э2 = 3089,6 Н.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)]

млн. об

Расчетная долговечность, ч

404190 ч.

Найденная долговечность приемлема так, как требуемая долговечность намного меньше, чем расчетная долговечность подшипника.

9. Второй этап компоновки редуктора

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют в соответствии с таблицей в гл IX [Л.1.]; размеры шпонок – в соответствии с таблицей в гл VII [Л.1.].

Диаметры участков валов под зубчатые колёса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета м с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М х 1,5 со стопорной многолапчатой шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 – 0,15)d_п; прнимаем её равной 0,15*35= 5,25мм.

Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1-2 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

_ст=(0,08-0,12)D,

где D- наружный диаметр подшипника;

примем _ст=0,12*72 8 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К=6 мм.