Проектирование привода к ленточному конвейеру (стр. 5 из 6)

в) глубину гнезда подшипника принимаем равной 40 мм, для размещения болта, соединяющего крышку редуктора с корпусом, принятого выше М16;

г) толщину фланца крышки подшипника принимаем равной 8 мм, болты для крепления крышки подшипника принимаем равными М8;

д) высота головки болта, крепящего крышку подшипника равна 5,5 мм, принимаем зазор между торцом крышки подшипника и ступицей звездочки цепной передачи равным 5 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l1 = 80мм, l2 = 240мм; l3 = 50 мм, l4 = 116мм, l5 = 125 мм; l6 = 55 мм, l7 = 120 мм; l8 = 180 мм; l9 = 145 мм

10 Расчет подшипников

Ведущий вал

Реакции опор в плоскости xz

Н

Н

проверка: Ft1 - Rx1 - Rx2 = 2003 - 345 - 1658 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: Fr1 + Fв - Ry1 - Ry2 = 729 + 961 - 1352 - 338 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры Pэ1, Н, определяем согласно [1.c.212] по формуле

Pэi= V  Pri  Kб  KТ , (10.1)

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипников,

V = 1 [1.c.212]

Kб - коэффициент нагрузки, Kб = 1 [1.с.214]

KТ - температурный коэффициент, KТ = 1 [1.с.214]

Pэ1 = 1 1691,8 1  1 = 1691,8 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L1, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

(10.2)

Рис

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh1, ч, определяем согласно [1.c.211] по формуле

ч

Условие Lh1 > Lh выполнено, подшипник пригоден.

10.2 Промежуточный вал

Реакции опор в плоскости xz

Н

Н

проверка: Ft1 + Ft2 - Rx3 - Rx4 = 2003 + 7692 - 5050 - 4645 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: Fr2 -Fr1 - Ry3 - Ry4 = 3394 - 729 – 1928,5 – 736,5 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры Pэ3, Н, определяем согласно по формуле [10.1]

Pэ3 = 1  5405,5  1  1 = 5405,5 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L2, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

млн.об.

Рисунок 3.2 Расчетная схема промежуточного вала

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh2, ч, определяли согласно [1.c.211] по формуле

ч

Условие Lh2 > Lh выполнено, подшипник пригоден.

10.3 Ведомый вал

Реакции опор в плоскости xz

,

где Fм - радиальная сила, вызванная радиальным смещением муфты.

Радиальную силу Fм, Н, зубчатой муфты определяем согласно [3, с.352 ] по формуле

(10.3)

где dм – делительный диаметр зубчатого зацепления муфты, dм = 75 мм

Н

принимаем Fм = 6000 Н.

Н

Н

проверка: Ft2 + Fм - Rx5 - Rx6 = 7692 + 6000 – 1715 - 11977 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: Fr2 - Ry5 - Ry6 = 3394 - 2036 - 1358 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Рисунок 3.3 Расчетная схема ведомого вала

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры Pэ6, Н, определяем по формуле [10.1]

Pэ6 = 1  12053  1,3  1 = 15670 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L3, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh1, ч, определяем по формуле [10.2]

ч

Условие Lh3 > Lh выполнено, подшипник пригоден.

11 Уточненный расчет валов

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

11.1 Ведущий вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - нормализация, В = 570МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба , МПа, определяем согласно [5,c.162] по формуле

 = 0,43  В, (11.1)

 = 0,43  570 = 245,1 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений -1, МПа, определяем согласно [5,c.164] по формуле

-1 = 0,58  (11.2)

-1 = 0,58  245,1 = 142,16 МПа

Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала

, мм2, определяем согласно [5,c.165] по формуле

(11.3)

где d - диаметр вала, мм;

b - ширина шпоночной канавки, мм;

t1 - глубина шпоночной канавки, мм

мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала v, МПа, определяем согласно [5,c.166] по формуле

(11.4)

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

согласно [5,c.164] по формуле

(11.5)

где k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряже-

ний, k = 1,9 [5,c.165];

масштабный фактор для касательных напряжений,  = 0,8

[5,c.166];

 - коэффициент,  = 0,1 [5,c.166]

Сечение Б - Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Находим значения коэффициентов:

2,5 [5,с.166];

[5,c.166]

Определяем изгибающий момент M, Нмм, в сечении

M = Fв  l1 = 961  80 = 76,88  103 Нмм

Осевой момент сопротивления W, мм3, определяем согласно [5,c.165] по формуле

(11.6)

мм3

Амплитуду нормальных напр

яжений

, МПа, определяем согласно [5,c.298] по формуле

(11.7)

МПа

Полярный момент сопротивления

, мм3, определяем согласно [5,c.315] по формуле (11.8)

мм3

Амплитуду касательных напряжений

, МПа, определяем согласно [5,c.315] по формуле

(11.9)

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

согласно [5,c.162] по формуле