Материал: Расчет редуктора для ленточного конвейера

Условия пригодности заготовок колес выполняются

4. Предварительный расчёт валов

Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.

Выполняется расчёт выходного конца.

 (4.1)

где Т₁ - вращающий момент на ведущем валу;

[τ_кр] - допускаемое напряжение кручения для стали 40ХН, [τ_кр]=25 МПа

_1вых=0,75×d_эл; (4.2)

где d_эл=28 мм - диаметр выходного конца электродвигателя._1вых=0,75×28=22 мм

Принимается d_1вых=22 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипник

_1п=d_1вых+3 мм (4.3)

_1п=22+3=25 мм

Принимаем d_1п=25 мм.

Рассчитывается диаметр под шестерню

_1ш=d_1п+5 мм=25+5=30 мм

На ведущий вал выбираются подшипники 205 средний серии.

d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=1,5 мм; С=14 кН; С₀=6,95кН. (4.4)

Ведомый вал

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.

Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.

 (4.5)

Принимается окончательно d_2вых=30 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипники.

_2п=d_2вых+5 (4.6)

_2п=30+5=35 мм

Принимаем окончательный d_2п=35мм

Рассчитывается диаметр под колесо.

_2к=d_2п+5 (4.7)

_2к=35+5=40 мм

На ведомый вал выбираются подшипники 207 средней серии.

d=35 мм; D=72мм; В=17 мм; r=2 мм; С=25,5 кН; С₀=13,7 кН.

5. Конструирование зубчатых колёс

Шестерня выполняется по размерам: d₁=48 мм; d_а1=51 мм; b₁=33 мм.

Колесо кованое: d₂=143 мм; d_а2=146 мм; b₂=30 мм.

Рисунок 5.1 Конструкция колеса

Рассчитывается диаметр ступицы

_ст=1,6×d_к2 (5.1)

где d_ст - диаметр ступицы, мм;_к2 - диаметр вала под колесо, мм._ст=1,6×40=64 мм

Рассчитывается длина ступицы

_ст=(1,2÷1,5)×d_к2 (5.2)

где l_ст - длина ступицы, мм._ст=(1,2÷1,5)×40 = 48÷60мм

Принимается l_ст=50 мм.

Рассчитывается толщина обода

δ₀=(2,5÷4)×m_п (5.3)

где δ₀ - толщина обода, мм;

т_п - модуль зубьев, мм.

δ₀=(2,5÷4)×1,5 = 3,75÷6 мм

Принимается δ_о=8 мм.

Рассчитывается толщина диска

С=0,3×b₂ (5.4)

где С - толщина диска, мм;₂ - ширина венца, мм.

С=0,3×30=9 мм

Определяется диаметр центровой окружности

_отв=0,5×(D₀+d_ст) (5.5)

где D_отв - диаметр центровой окружности, мм;₀ - внутренний диаметр обода, мм;_ст - диаметр ступицы, мм._отв=0,5×(124+64)=95 мм

Определяется диаметр отверстий

 (5.6)

где d_отв - диаметр отверстий, мм.

Принимается d_отв=20 мм.

6. Конструирование корпуса редуктора

Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

δ=0,025×а_ω+1 (6.1)

где δ - толщина стенок корпуса, мм;

а_ω - межосевое расстояние,мм.

δ=0,025×95+1=3,375 мм

По таблице 10.2 [1] толщина стенок корпуса и крышки δ≥6мм. Окончательно принимается δ=6мм.

δ₁=0,02×а_ω+1 (6.2)

где δ₁ - толщина стенок крышки, мм.

δ₁=0,02×95+1=2,9мм

Окончательно принимается δ₁=6 мм.

Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1,5×δ (6.3)

где b - толщина верхнего пояса, мм;

δ - толщина стенок корпуса, мм.

b=1,5×6=9 мм

Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.₁=1,5×δ₁ (6.4)

где b₁ - толщина нижнего пояса, мм;

δ₁ - толщина стенок крышки, мм.₁=1,5×6=9мм

Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

р=2,35×δ (6.5)

где р - толщина нижнего пояса корпуса, мм;

р=2,35×9=21,15мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=15 мм.

Рассчитывается толщина рёбер основания корпуса.

т=(0,8÷1)×δ (6.6)

где т - толщина рёбер, мм;

δ - толщина стенок корпуса, мм.

т=(0,8÷1)×6=5,1÷6 мм.

Определяется диаметр фундаментных болтов.

₁=(0,03÷0,036)×а_w+12 (6.7)

₁=(0,03÷0,36)×95+12=14,85÷15,42 мм

Принимаются болты с резьбой М16

Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

₂=(0,7÷0,75)×d₁ (6.8)

d₂=(0,7÷0,75)×16=11,2÷12 мм.

Принимаются болты с резьбой М12.

Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

₃=(0,5÷0,6)×d₁ (6.9)

₃=(0,5÷0,6)×16=8÷9,6 мм

Принимаются болты с резьбой М10.

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

Ведущий вал.[2]

Из предыдущих расчётов имеется F_t=1752H; F_r=657H; Fa=372H; из

первого этапа компоновки l₁=103 мм.

Расчетная схема ведущего вала

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

где R_х1=R_х2 - реакции опор, Н;_t - окружная сила, Н.

в плоскости yz

где F_r - радиальная сила, Н;₁ - делительный диаметр шестерни, мм.

Проверка:

R_y1+R_y2-F_r=377 +280-657 =0

Определяются суммарные реакции

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре. Намечаются радиальные шарикоподшипники 305 серии: d=25 мм; D=52 мм; B=15мм; С=14 кН; С₀=6,95 кН;r=1,5.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

_э=(XVP_r1+YP_a)К_σК_τ (7.1)

где Р_r1=953,7- радиальная нагрузка, Н; осевая нагрузка Pa = Fa =372H;=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца;

К_σ=1; К_τ=1 - коэффициенты безопасности для приводов ленточных конвееров.

Отношение

этой величине соответствует е = 0,26 (по табл. 9,18)

Отношение

Р_э=(0,56×953,7 +1,88´372)х1х1=1233 Н

 (7.2)

где С - динамическая грузоподъёмность, Н

 млн. об

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

 (7.3)

где п - частота вращения внутреннего кольца, об/мин.

ч

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: F_t=1752H,

F_r=657H, Fa=372H;

Нагрузка на вал от цепной передачи F_B=2628H.

Составляющие этой нагрузки

FBX = FBY = FBsinY= 2628sin 45° = 1708H

Из первого этапа компоновки l₂=102 мм; l₃=51 мм.

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

(7.4)

 (7.5)

Проверка:

R_x3+R_x4-(F_t+FBX)=416+3176-(1752+1840)=0

в плоскости yz

 (7.6)

 (7.7)

Проверка:

Ry3 +FBy-(Fr+Ry4)=657+1840-(657+1840)=0

Определяются суммарные реакции

 (7.8)

 (7.9)

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре 4.

Намечаем шарикоподшипники радиальные 207 серии: d=35 мм;=72 мм; В=17 мм; С=25,5 кН; С₀=13,7кН.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Отношение

Этой величине соответствует е=0,22 (по табл. 9.18)

Отношение

поэтому P_э=P_r4VK_σK_τ (7.10)_э=36701´1,2 1=4404Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

 (7.11)

млн.об.

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

 (7.12)

ч

Из расчетов ч, а для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника), исходя из всего этого выбираем шариковые радиальные подшипники 207 среднесерии.

8. Выбор и расчёт муфт

Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора необходимо подобрать муфту с упругими элементами для того, чтобы гасить вибрации и толчки идущие от электродвигателя.

Наиболее подходящие муфты упругие втулочно - пальцевые МУВП…

Для подбора муфты необходим момент расчётный М_р, диаметр вала электродвигателя d_эл и диаметр выходного конца ведущего вала d_1вых.

Из предыдущих расчётов имеем: d_эл=38 мм, d_1вых=22 мм.

Рисунок 8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая

Определяется момент расчётный

Т_р=Кm×Т₁ (8.1)

где М_р - расчётный момент для подбора муфты, Нм;

к=1,4 - коэффициент режима работы привода.

Т_р=1,4×41,6=58,24Нм

Выбираем муфту МУВП1-50-55НН 2096-64

Пальцы проверяются на изгиб по сечению А - А, а резиновые втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.

Условие прочности пальца на изгиб:

 (8.2)

где σ_и - наиб.напряжение изгиба в опасном сечении пальца, Н/мм²;

М_р - расчётный момент, Нмм;₀ - диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм;- число пальцев;_п - длина пальцев, мм;_п - диаметр пальца, мм.

[σ]_n=80÷90 Н/мм² - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Условие прочности выполняется.

Проверяется условие прочности втулки на смятие:

 (8.3)

где l_b - длина втулки, мм;

[σ]_см=1,8÷2,0 Н/мм² - допускаемое напряжение на смятие для резины.

Условие прочности на смятие выполняется.

9. Выбор и расчёт шпонок

Шпонками называются соединительные элементы между валом и ступицей (колеса, шкива, маховика и т. д.). Шпонки в основном изготавливаются из сталей (Сталь 20, Сталь 35, Сталь 45) термообработка специальная не нужна. Шпонки и шпоночные пазы стандартизованы.

Выбираются шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78.[3] Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

 (9.1)

где Т - передаваемый момент;- диаметр вала;

(h-t₁) - рабочая глубина паза в ступице;

(l-b) - рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами;

[σ_см]=100МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

Рисунок 9.1 Шпоночное соединение.

Ведущий вал.

d=22 мм; b×h=8×7 мм; t₁=4 мм;

t₂=3,3 мм; l=60 мм; Т=41,6×10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

Ведомый вал.=30 мм; b×h=10×8 мм; t₁=5 мм;t₂=3,3мм; l=60мм; Т=116×10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

d=40 мм; b×h=12×8 мм; t₁=5 мм; l=50 мм; Т=116×10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполняется заодно с валом), т. е. сталь 45, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d_а1=50 мм) среднее значение σ_b=780 МПа.[2]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-10,43σ_b (10.1)

σ_-1=0,43×780=335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-10,58σ_-1 (10.2)

τ_-1=0,58×335=194 МПа

Сечение А - А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

 (10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

 (10.4)

При d=22мм; b=6 мм; t₁=3,5 мм

 (10.5)

W_{к нетто} =

Принимается k_τ=1,5; ε_τ=0,83; ψ_τ=0,1 [1]