3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к] = 20 МПа.

_в1 = = ≈ 32 мм. (4.1)

Принимаем d_в1 = 32 мм. Примем под подшипники d_п1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [τ_к] = 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала

_в1 = = ≈ 48 мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [2, с 123]: d_в2 = 48 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 55 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 60 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше: d₁ = 80 мм; d_a1 = 85 мм; b₁ = 85 мм.

Колесо кованое: d₂ = 320 мм; d_a2 = 325 мм; b₂ = 80 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6· d_к2 = 1,6·60 = 96 мм; длина ступицы l_ст = (1,2 1,5)·d_к2 = (1,2 1,5)·60 = 72 90 мм, принимаем l_ст = 80 мм.

Толщина обода δ₀ = (2,5 4)·m_n = (2,5 4)·2,5= 11,35 18,16 мм, принимаем δ₀ = 10 мм.

Толщина диска C = 0,3·b₂ = 0,3·80 = 24 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025·a + 1 = 0,025·200 + 1 = 6 мм, принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02·a + 1 = 0,02·200 + 1 = 5 мм, принимаем δ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

= 1,5·δ = 1,5·8 = 12 мм; b₁ = 1,5·δ₁ = 1,5·8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса

p = 2,35·δ = 2,35·8 = 19 мм; принимаем p = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03 0,036)·a + 12 = = (0,03 0,036)·200 + 12 = 18 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7 0,75)·d₁ = = (0,7 0,75)·20 = 14 15 мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5 0,6)·d₁ = (0,5 0,6)·20 = 10 12 мм

принимаем болты с резьбой М12.

6. Проверка долговечности подшипников качения

Ведущий вал: Из предыдущих расчетов имеем F_t = 3275 Н, F_r = 1347 Н, F_a = 686 H Нагрузка на вал от цепной передачи F_b = 2908 H и; из первого этапа компоновки l₁ = 71 мм и l₃ = 62 мм, b₁ = 80 мм.

Реакции опор:

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а.

H

б.

\в. Проверка

-

- Верно

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:

а.

Н

б.

Н

_в. Проверка

_{Суммарные реакции}

. (8.1)

_{Намечаем радиальные шариковые подшипники 308: d = 40 мм; D = 90 мм;}

_{= 23 мм; C = 41 кН и С₀ = 22,4 кН.}

Эквивалентная нагрузка:

, (8.2)

= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности ленточных

Конвейеров. (Примем К_б = 1,2, учитывая, что клиноременная передача усиливает неравномерность нагружения.) .

Отношение этой величине соответствует e = 0,22.

Отношение ; X = 1; Y = 0.

= 5923 H

Расчетная долговечность:

= =328 млн.об.

Расчетная долговечность:

ч.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 841 Н, F_r = 305,2 Н, F_a =686H, d2=320мм.

Из первого этапа компоновки l₂ = 71 мм.

Реакции опор:

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:

_а.

б.

в. Проверка

- Верно

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а.

б.

в. Проверка

- Верно

_{Суммарные реакции:}

_{Намечаем радиальные шариковые подшипники 111: d =55 мм; D = 90 мм;}

_{B = 18 мм; C = 28,1 кН и С₀ = 17кН.}

Отношение этой величине соответствует e = 0,24.

Отношение ; X = 1; Y = 0.

Поэтому = 2184

Расчетная долговечность, млн. об.

= = 2097 млн.об.

Расчетная долговечность, ч.

здесь n = 120 мин^-1 - 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 308 имеют ресурс L_h = 11188 ч, а подшипники ведомого вала 111 имеют ресурс L_h = 291250