Проектирование привода ленточного питателя (стр. 4 из 5)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А: М_И = 0

Сечение С – С:

Н·м

Сечение В – В: М_И = 0

Сечение Д – Д: М_И = 0

8.4. Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С₀ = 6,2 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_Э = (Х · V · P_r₁+ Y · P_a) · K_s · K_Т (8.4)

где P_r₁ = 775 H– радиальная нагрузка,

P_a – осевая нагрузка, P_a = F_a = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

K_s = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

K_Т = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 ⁰С

Отношение F_a/ C₀ = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение P_a/ P_r₁= 407,3 / 785 = 0,52 > е;

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

Р_Э = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н

Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода L_Г = 6 лет, тогда:

L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)

L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10³ ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 – 75

8.5. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: F_t = 1396,5 Н, F_а = 407,3 Н, F_r = 529,5 Н; l₁= l₂ = 48 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x₁ = R_x₂ = F_t/ 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

R_y₁ + R_y₂ - F_r = 406,5 + 123 - 529,5 = 0

8.6. Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

8.7. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

М_А = 0

М_С^Л = R_y₁ · a₂

М_С^Л = 406,5 · 48 · 10^-3 = 19,5 Н·м

М_С^П = R_y₂· a₂

М_С^П = 123 · 48 · 10^-3 = 6 Н·м

М_В = 0

М_Д = 0

б. Горизонтальная плоскость

М_А = 0

М_С^Л = R_х1· a₂

М_Д^Л = 698,25 · 48 · 10^-3 = 33,5 Н·м

М_Д^П = R_х2· a₂

М_Д^П = 698,25 · 48 · 10^-3 = 33,5 Н·м

М_В = 0

М_Д = 0

Крутящий момент:

Т = Т2 = 116,4 Н·м

8.8. Суммарный изгибающий момент:

(8.3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение А – А: М_И = 0

Сечение С – С:

Н·м

Сечение В – В: М_И = 0

Сечение Д – Д: М_И = 0

8.9. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С₀ = 13,7 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_Э = (Х · V · P_r₁+ Y · P_a) · K_s · K_Т (8.4)

где P_r₁ = 808 H – радиальная нагрузка,

P_a – осевая нагрузка, P_a = F_a = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

K_s = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];

K_Т = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 ⁰С

Отношение F_a/ C₀ = 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение P_a/ P_r₁= 407,3 / 808 = 0,5 > е;

Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

Р_Э = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Расчетная долговечность:

(8.5)

(8.6)

Срок службы привода L_Г = 6 лет, тогда:

L_h = L_Г · 365 · 12 (8.7)

L_h = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 10³ ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75

Условное обозначение подшипника	d	D	B	r	Грузоподъемность, кН
Условное обозначение подшипника	Размеры, мм				С	С₀
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	2	25,5	13,7

9. Расчет шпоночных соединений

9.1. Подбор шпонок для быстроходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала d_В1 = 16 мм призматическую шпонку b´h = 5 ´ 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l_М1= 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 14 мм – длина шпонки со скругленными торцами. t₁= 3; момент на ведущем валу Т₁= 24 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [s_см] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

(9.2)

Окончательно принимаем шпонку 5 ´ 5 ´ 14

Обозначение: Шпонка 5 ´ 5 ´ 14 ГОСТ 23360 - 78

9.2. Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала d_В1 = 28 мм призматическую шпонку b´h = 8 ´ 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l_М2= 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 20 мм – длина шпонки со скругленными торцами; t₁= 4; момент на ведомом валу Т₁= 116,4 * 103мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки полумуфты изготовленной из стали, для которой [s_см] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

Окончательно принимаем шпонку 8 ´ 7 ´ 20

Обозначение: Шпонка 8 ´ 7 ´ 20 ГОСТ 23360 – 78

10. Уточненный расчет валов.

Быстроходный вал

10.1. Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, термообработка – улучшение.

По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае d_а1 = 37 мм) среднее значение s_в= 780 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

s_-1» 0,43 · s_в (10.1)

s_-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

t_-1» 0,58 · s_-1 (10.2)

t_-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа

10.2. Сечение 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:

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d = 16 мм, b = 5 мм, t₁ = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]

Принимаем: k_t = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], e_t = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], y_t = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].

10.3. Сечение А – А.

Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: k_s/e_s= 3,0, k_t/e_t = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты y_s = 0,2; y_t = 0,1 см.

Изгибающий момент М_И = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т₁ = 75,3 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

(10.6)

мм³

Амплитуда нормальных напряжений:

(10.7)

Полярный момент сопротивления:

W_P = 2 · W = 2 · 4,2 · 10³ = 8,4 · 10³ мм³