Отношение 

      _; этой величине соответствует  е 0,20; 

      ; X=0,56 и Y=2,2;

     

     

     

 (Н).

     Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211]

                     ;

     Расчётная долговечность, в часах [1, стр. 211]

(ч),

  что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал:

несёт такие же нагрузки, как и ведущий: F_t=2684 Н, F_r=998 Н, F_a=565 H;  из первого этапа компоновки l₂=53 мм. мм.

 Реакции опор:

В плоскости  xz: 

 (H); 

(H) 

В плоскости yz

 (H); 
 

 (H).

Проверка:

     Суммарные реакции:  

(Н), 

 (Н).  
 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Намечаем  радиальные однорядные шарикоподшипники 309 лёгкой серии [1, табл. П3]: d=45 мм; D=100 мм; B=25 мм; C=52,7 кН; C₀= 30,0 кН. 
 
 

     Эквивалентная нагрузка см. формулу 9.4 [1, стр. 212]:

      

      (Н).

    При вращении внутреннего кольца  ; Осевая нагрузка P_a = F_a = 565H; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б =1,4     [1, табл. 9.19]; K_т =1 [1, 9.20]. 
 

     Отношение:

      _;

       этой величине соответствует     е 0,20; 

      ; X=1 и Y=0; 

    

Эквивалентная нагрузка см. формулу 9.4 [1, стр. 212]: 

     

     

 (Н). 

     Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211] 

(млн. об). 

     Расчётная долговечность, в часах [1, стр. 211]

(ч),

 

  что больше срока службы нашего редуктора.

8. Построение эпюр изгибающих моментов.

 

На ведущем валу: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

На  ведомом валу:

IX. Второй этап компоновки редуктора

IX. Второй этап компоновки редуктора

   Во  второй компоновке вычерчивают валы с насаженными на них деталями: мазеудерживающими кольцами, установочными  гайками и шайбами, крышкой и  уплотнениями.

   Диаметры  участков валов под зубчатые колёса, подшипники и прочее назначают в  соответствии с результатами предварительного расчёта и с учётом технологических  требований на обработку и сборку.

   Взаимное  расположение подшипников фиксируем  распорной втулкой и установочной гайкой с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают ; принимаем её равной 4 мм.

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

   Подшипники  ведущего вала размещаем в стакане.

   Очерчиваем  всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х=10 мм, у₂=15 мм и др.

   Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной  стороны в утолщение вала, а  с другой - в мазеудерживающее кольцо. Участок вала под колесом делаем короче ступицы короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо упиралось в торец колеса, а не в буртик вала.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   X. Проверка прочности шпоночных соединений.

 

  Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (табл.8.9 [1]).

  Материал  шпонок сталь 45 нормализованная.

  Напряжения  смятия и условие прочности по формуле 

  

  Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см] = 80 МПа.

  Ведущий вал:

  d_в1=32 мм, мм; t₁=5 мм;

  момент  на ведущем валу

  

. 

  Ведомый вал:

  d_в2=40 мм, мм; t₁=5 мм;

  момент  на ведомом валу

                                   

  Под зубчатым колесом:

  dk₂=50 мм, мм; t₁=5,5 мм; l_{ступицы}=65 мм;

                                          
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

XI. Уточнённый расчёт валов

  Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

  Уточнённый  расчёт состоит в определении  коэффициентов запаса прочности s для  опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

     Будем производить расчёт 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.

     При диаметре заготовки до 90-120 мм (в нашем  случае d_a1=71,45 мм) среднее значение МПа [1, стр. 34-35].

     Предел выносливости при симметричном цикле изгиба [1, стр. 162] 

(МПа). 

     Предел  выносливости при симметричном цикле  касательных напряжений

(МПа). 

     Сечение А-А: а) Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

     Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям,[1, стр. 164]

где амплитуда  и среднее напряжение от нулевого цикла [1, стр. 166]

=11,8 МПа

     При d =28 мм; b=10мм; t₁=5 мм . по табл. 8.5 [1, стр. 165]

         (мм³).

     Принимаем

     ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редуктора предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной к середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 ,при 25000 Нмм < < 250000 Нмм

     Приняв  у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине  полумуфты L=70 мм ( муфта УВП для валов диаметром 32 мм.)получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

     

     Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

     

     где

     

     При:

     

     получаем

       

     Результирующий  коэффициент запаса прочности [1, стр. 162]

>[S]. 

     Такой большой коэффициент запаса прочности  объясняется тем, что диаметр  вала был увеличен при конструировании  для соединения его стандартной  муфтой с валом электродвигателя.

  По  той же причине рассматривать  другие сечения вала нет необходимости 
 
 
 
 

  

    

  Ведомый вал:

а) под колесом:

     Материал – сталь 45 улучшенная; МПа [1, стр. 34-35].

     Предел  выносливости при симметричном цикле  изгиба [1, стр.162] 

(МПа). 

     Предел  выносливости при симметричном цикле касательных напряжений  

(МПа).

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

     принимаем по табл. 8.5 [1, стр.165]:

       Масштабные факторы[1, табл.8.8,с. 166 ]:

     . Коэффициенты [1, стр.163] , .

Крутящий  момент Т₂=271100 Нмм. 

     Изгибающий  момент в горизонтальной плоскости  

М_у=R_x3l₂=2584,6*53=136984 Нмм 

     изгибающий  момент в вертикальной плоскости 

М_x=R_y3l₂+F_ad₂/2=56392 Нмм; 

     суммарный изгибающий момент в сечении  А-А 

     

 Н·мм;

     Момент  сопротивления кручению (d =50 мм; b=14 мм; t₁=5,5 мм ГОСТ 23360-78, табл. 8.9 [1, стр.169])