123733 (Привод ленточного конвейера), страница 3
Описание файла
Документ из архива "Привод ленточного конвейера", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "123733"
Текст 3 страницы из документа "123733"
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: dк =60мм, lк =80мм;
Диаметр вала под подшипниками dп=65мм;
Диаметр вала под червячным колесом dЧ=70мм;
Диаметр буртика dб=80мм.
Проектный расчёт промежуточного вала:
Расстояние между опорами вала червяка l ≈ dам4 = 215 мм;
Диаметр входного конца вала:
(77)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр входного конца вала: dк = 25мм.
Диаметр вала под подшипниками dп=25мм.
Проектный расчёт быстроходного вала
Расстояние между опорами вала червячного колеса:
L=Lст + 2X + W (78)
где Lст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле
Lст = bω4 + (5÷10)мм = 15 + 10 = 25мм (79)
Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=10 мм;
W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=30мм;
L = 25 + 2·15 + 30 = 85 мм
Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 40 мм.
Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:
(80)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: dк =16мм, lк =28мм;
Диаметр вала под подшипниками dп=20мм.
6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
Силы в зацеплении:
Окружная сила на колесе Ft4 = 7582,9 Н;
Осевая сила на колесе
(81)
Радиальная сила на колесе
(82)
Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:
SM=250 =250 =6880 Н (83)
Составляем расчетную схему (рис. 2) и определяем реакции в вертикальной плоскости:
(84)
(85)
где l1 – расстояние от середины ступицы колеса до середины подшипника:
l1 = l2 = L/2 = 195/2 = 97,5 мм (86)
(87)
(88)
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
(89)
(90)
Определяем реакции опор вала в горизонтальной плоскости:
( 91)
(92)
(93)
(94)
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
Рисунок 3 – Расчетная схема нагружения ведомого вала
(95)
(96)
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо):
(97)
Суммарные реакции в опорах:
(98)
( 99)
Расчёт вала на выносливость
Материал вала сталь 45 нормализованная ( =610 МПа, =360 МПа).
Пределы выносливости стали 45:
при изгибе =0,43 =0,43610=262,3МПа (100)
при кручении =0,58 =0,58260=152,1МПа (101)
Нормальные напряжения для сечения под червячным колесом:
σа = σИ = Ми/W (101)
где W-момент сопротивления для сечения со шпоночной канавкой:
(102)
Для вала d=55мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b = 20мм, глубина канавки t = 7,5 мм. Тогда W=29472 мм3,
σа = σИ = 698,5 · 103 / 29472 = 23,7 МПа.
Касательные напряжения отнулевого цикла для сечения под червячным колесом:
(103)
где Wк - момент сопротивления при кручении:
(104)
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка для стали 45 с пределом прочности менее 700МПа) (таблица 13.2 [3]):
К =1,75 ; К =1,5
Масштабные факторы для вала d=60мм (таблица 13.3 [3]):
ε =0,76; ε =0,65
Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей (таблица 13.4 [3]):
Ψ =0,2 ; Ψ =0,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
( 105)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(106)
Общий коэффициент запаса прочности:
n = = =4,37 [n]=1,5 (107)
Таким образом, прочность и жёсткость обеспечены.
7. Выбор подшипников качения
Так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки, то выбираем роликовые конические подшипники лёгкой серии по ГОСТ 333-79 (для выходного вала принимаем подшипники средней серии).
Таблица 2- Подшипники роликовые конические ГОСТ 333-79
Назначение вала | Обозначение подшипника | Размеры, мм | Грузоподъёмность, кН | ||||
d | D | b | Cст | Cд | |||
Быстроходный | 7204 | 20 | 47 | 14 | 19,1 | 13,3 | |
Прмежуточный | 7205 | 25 | 52 | 15 | 23,8 | 17,3 | |
32305 | 25 | 62 | 17 | 22,2 | 14,5 | ||
Тихоходный | 7313 | 65 | 140 | 33 | 146 | 112 |
7.1 Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала
Расчет производим для наиболее нагруженного подшипника (левый – опора А). На подшипники действуют радиальная нагрузка Ra = 7,05 кH; осевая сила Fα = 0,667 кН; частота вращения вала n4=17,4 мин-1. Требуемая долговечность Lh = 1044 ч.
По диаметру принятому в проектном расчёте dп=65мм предварительно принимаем подшипник конический средней серии № 7313 по ТУ 37.006.162-89, у которого: d=65мм; D=140мм; b=33мм; Cст=146 кН; Cд=112кН.
Определяем приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращающемся внутреннем кольце V = 1 и найдя по таблице 7.10.6 [2] значения коэффициента е:
е = 0,34
Величина соотношения
(108)
Так как, следовательно:
Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки;
Y = 0 – коэффициент осевой нагрузки.
Выполняем проверочный расчет. По формуле 16.38 [1]
(109)
где Fri – радиальная нагрузка i-го подшипника, Н.
Принимаем Fa2 = S2 = 647Н и по формуле 16.36 [1] получим
(110)
Fa1>S1, следовательно силы найдены правильно.
Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку
(111)
где Fr = Ra – радиальная нагрузка;
Кд – коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки. Примем спокойную нагрузку, Кд = 1.
Кт — коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (t < 100°), КТ = 1.
Определяем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность
(112)
где р = 3,33 – для роликоподшипников.
У принятого нами подшипника С=112 кН, что больше чем Стр =14,4кН. Следовательно, окончательно принимаем подшипник конический средней серии № 7313.
8. Расчёт шпоночных соединений
В соответствии с СТ СЭВ 189-79 по диаметрам валов редуктора выбираем шпонки, размеры которых сведены в таблицу.
Таблица 3- Размеры сечений шпонок
Диаметр вала d , мм | Размеры сечений шпонок , мм | Крутящий момент на валах Т, Нм | |
b | h | ||
16 | 5 | 5 | 6,34 |
20 | 6 | 6 | 25,13 |
60 | 18 | 11 | 758,29 |
70 | 20 | 12 | 758,29 |
Расчет шпонок по допускаемым напряжениям 6.1 и 6.2 [1]:
Напряжения смятия:
(113)
где [см]=90…120МПа;
Находим длину рабочей длины шпонки исходя из допускаемых напряжений смятия и проверяем шпонку на напряжения среза
[]=100 МПа
(114)
Расчет шпонки на быстроходном валу:
lр1=4T1/(h1[см]d1)=46,34103/(59016)=3,5 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-79 и из конструктивных соображений принимаем l1=20 мм
=2T/(b1lр1d1)=26,34103/(52016)=7,9 МПа [] =100 МПа,
Расчет шпонки на промежуточном валу:
lр2=4T/(h2[см]d2)=425,13103/(69020)=9,3 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и из конструктивных соображений принимаем l2=10 мм
=2T/(b2lр2d2)=225,13103/(61020)=41,9 МПа [] = 100 МПа,
Расчет шпонки на выходном конце тихоходного вала:
lр3=4T/(h3[см]d3)=4758,29103/(119060)=51,1 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и из конструктивных соображений принимаем l3=70 мм
=2T/(b3lр3d3)=2758,29103/(187060)=29,6 МПа [] =100 МПа,
Расчет шпонки под червячным колесом на тихоходном валу:
lр4=4T/(h4[см]d4)=4758,29103/(129070)=40 мм
В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и конструктивных соображений принимаем l4=80 мм
=2T/(b4lр4d4)=2758,29103/(208070)=13,5 МПа [] =100 МПа,
9. Выбор муфт