Привод ленточного транспортера, страница 3

Схемаустановки подшипников – враспор.6) Для принятых подшипников находим:dQ = 70 мм ; D = 125 мм ; cr = 61,8 кН, c0r = 37,0 кН; Dw = 17,462 ммQ w = 0,5 ⋅ (D + d ) = 0,5 ⋅ (125 + 70) = 97,5 ммDDwQDpw=17,462= 0,1897,5В соответствии с таблицей: fQ 0 = 14,4Коэффициент осевого нагружения:eQ = 0,28 ⋅ (f0 ⋅ FaC0r)0,23= 0,28 ⋅ (0,2314,4 ⋅ 12553700 )= 0,47) Отношение:Fa1255== 0,17V ⋅ Fr 21 ⋅ 7286,265QQ = 1 при вращении внутреннего кольца.VQ0,17≤ 0,2 Осевой силы нет. Тогда X = 1 Y = 0.8) Принимаемa 23 = 0,8− коэффициент, характеризующий свойства подшипника и условия работы (5 табл1.9);a1 = 1− для обычных условий принята 90%-ная вероятность безотказной работы;K = 1,4− коэффициент динамической нагрузки;Б!21K = 1− температурный коэффициент Q(tраб < 100∘C );TЭквивалентная динамическая радиальная нагрузка:Q r 2 = (V ⋅ X ⋅ Fr 2 + Y ⋅ Fa 2 ) ⋅ K ⋅ K = (1 ⋅ 1 ⋅ 7286,265 + 0 ⋅ Fa 2 ) ⋅ 1,4 ⋅ 1 = 10201 HPT БQ 10a = a1 ⋅ a 23 ⋅L(cr ⋅ 10 3Pr2310610661,8 ⋅ 10 3⋅= 1 ⋅ 0,7 ⋅ (⋅= 18866,4 ч > tΣ = 10000 ч .) 60 ⋅ n10201 )60 ⋅ 137,53Расчетный ресурс больше требуемого.10) Проверка выполнения условия: PQ Rma x <eQ = 0,28 ⋅(f0 ⋅ FAma xC0r)0,23= 0,28 ⋅ (cr20,2314,4 ⋅ 12553700 )= 0,4Fa1255== 0,12V ⋅ Frma x1 ⋅ 11565,6QQ0,17≤ 0,2 Осевой силы нет.

Тогда X = 1 Y = 0.PQ r 2 = (V ⋅ X ⋅ Frma x + Y ⋅ FAma x ) ⋅ K ⋅ K = (1 ⋅ 1 ⋅ 11565,6 + 0 ⋅ FAma x ) ⋅ 1,4 ⋅ 1 = 16192 HT Бcr ⋅ 10361,8 ⋅ 103Q r 2 = 16192 H <P== 30900 Н22Выбор посадок подшипников:QFr7286,2652> 0,117 > 0,07− режим работы нормальный [5];Q== 0,117 0,153cr ⋅ 1061,8 ⋅ 103для вала: к6 ([1] табл. 7.8);для корпуса: H7 ([1] табл. 7.9).Расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие то назначенный подшипник 214crГОСТ 8338-75 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%, QPRma x < .2!22nб , об⁄мин2867ℎ , чFt , НF , НF , НРежимнагружения10000 568,2211115,4II7.2 Расчет подшипников на быстроходном валуTб , Н ∙ м12,91859,6119921191) Радиальные реакции опор от сил в зацеплении.1) Радиальные реакции опор от сил в зацеплении.• В плоскости YOZ:QΣM•1 =В0;плоскостиR2B ⋅ 119YOZ:− Fr ⋅ 59,5 − Fa ⋅ 18 = 018 ⋅ Fa + 59,5 ⋅∑Fr =22590 + 62356 ∙ 40 − ∙ 22,449 = 0=1 0: R 2в ∙ 80 − = 714H 119119R! 2B =24!ΣM2 = 0; − R1B ⋅ 119 + Fr ⋅ 59,5 − Fa ⋅ 18 = 0R! 1B =−18 ⋅ Fa + 59,5 ⋅ Fr−22590 + 62356== 334 H119119Проверка:ΣFQ y = R1B + R2B − Fr = 714 + 334 − 1048 ≡ 0• В плоскости XOZ нагрузка симметрична: 
R2 = R1 =ГГFt2591== 1295,5  H22!23• Суммарные реакции опор:
RQ 1=2R1B+ R12 =ГR2 =2R2B+ R22 =3342 + 1295,52 = 1338 Н ⋅ м; 
7142 + 1295,52 = 1480 Н ⋅ м;Г2) Радиальные реакции опор от действия муфты.• Радиальная жесткость муфты со стальными стержнями: 
Нcp = 180 ⋅ 3 TБ = 180 ⋅ 3 41,1 = 622  ;мм• Радиальная сила FK на валу от упругой муфты: 
НFK = cp ⋅ Δ = 622 ⋅ 0,5 = 311  ;мм• Реакции от силы FK :В плоскости YOZ:QΣM1 = 0; − R2K ⋅ 119 + FK ⋅ 92 = 0RQ 2K =92 ⋅ FK92 ⋅ 311== 240 H119119QΣM2 = 0; − R1K ⋅ 119 − FK ⋅ 211 = 0RQ 1K =211 ⋅ FK211 ⋅ 311== 551 H119119Проверка:Q y = R1K − R2K − FK = 551 − 240 − 311 ≡ 0ΣFВ дальнейших расчетах направления векторов реакций опор от действия муфты условнопринимают с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении.3) Реакции опор для расчета подшипников:Q r1Fma xQ r2Fma x= R1 + R1K = 334 + 551 = 885 H= R2 + R2K = 714 + 240 = 954 HВнешняя осевая сила, действующая на вал: FQ Ama x = Fa = 1255 H4) Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентностиQKHE = 0,63Вычисляем эквивалентные нагрузки:Q r1 = KHE ⋅ Fr1Fma xQ r 2 = KHE ⋅ Fr 2Fma x= 0,63 ⋅ 885 = 557,55 H= 0,63 ⋅ 954 = 601,02 H!24Q a = KHE ⋅ FAma x = 0,63 ⋅ 1255 = 790,65 HFДальнейший расчет выполняем для более нагруженного подшипника опоры 2.5) Предварительный выбор подшипника.Предварительно назначили радиальные подшипники с короткими цилиндрическимироликами: 42207.

Схема установки «плавающая» опора, .6) Для принятых подшипников находим:dQ = 35 мм ; D = 72 мм ; cr = 17,6 кН, c0r = 37,0 кН;Осевой силы нет. Тогда X = 1 Y = 0.8) Принимаемa 23 = 0,55− коэффициент, характеризующий свойства подшипника и условия работы (5 табл1.9);a1 = 1− для обычных условий принята 90%-ная вероятность безотказной работы;K = 1,4− коэффициент динамической нагрузки;БK = 1− температурный коэффициент Q(tраб < 100∘C );Tk =10− роликовый подшипник;3Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:Q r 2 = (V ⋅ X ⋅ Fr 2 + Y ⋅ Fa 2 ) ⋅ K ⋅ K = (1 ⋅ 1 ⋅ 601,02 + 0 ⋅ Fa 2 ) ⋅ 1,4 ⋅ 1 = 841 HPT БQ 10a = a1 ⋅ a 23 ⋅L(cr ⋅ 10 3Pr2)1031010610617,6 ⋅ 10 3 3⋅= 1 ⋅ 0,55 ⋅ (⋅= 250806 ч > tΣ = 10000 ч .841 )60 ⋅ n60 ⋅ 923,2Расчетный ресурс больше требуемого.10) Проверка выполнения условия: PQ Rma x <cr2Осевой силы нет.

Тогда X = 1 Y = 0.Q r 2 = (V ⋅ X ⋅ Frma x + Y ⋅ FAma x ) ⋅ K ⋅ K = (1 ⋅ 1 ⋅ 954 + 0 ⋅ FAma x ) ⋅ 1,4 ⋅ 1 = 1335,6 HPT БQ r 2 = 1335,7 H <Pcr ⋅ 10317,6 ⋅ 103== 8800 Н22Выбор посадок подшипников:QFr 2cr ⋅ 103=601= 0,09 0,15Q> 0,09 > 0,07− режим работы нормальный [5];17,6 ⋅ 103для вала: к6 ([1] табл. 7.8);!25для корпуса: H7 ([1] табл. 7.9).Расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие то назначенный подшипникcr42207 ГОСТ 8325-75 пригоден.

При требуемом ресурсе надежность выше 90%, QPRma x < .2!268. Проверочный расчет валов на прочность [1, с. 183-196]Проведем расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости: тихоходныйвал проверим по двум параметрам как самый нагруженный, быстроходный вал только настатическую прочность.Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластическихдеформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне,реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). Уточненныерасчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений,статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.8.1 Расчет на статическую прочность и сопротивление усталости тихоходного валаВал изготовлении из стали марки 45 со следующими характеристиками статическойпрочности и сопротивления усталости :σQ T = 650 МПа − предел текучести при изгибе;τQ T = 390 МПа − предел текучести при кручении;σQ B = 900 МПа − предел разрушаемости;σQ −1 = 410 МПа, τ−1 = 240 МПа − пределы выносливости гладких образцов при симметричномцикле изгиба и кручении;Q τ = 0,1− коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения;ψK = 2,2− коэффициент перегрузки;ПQ T ] = (1,3...3) − коэффициент запаса прочности по текучести;[SQ ] = (1,5...2,5) − коэффициент запаса прочности по сопротивлению усталости.[SВал установлен на двух шариковых радиальных однорядных подшипниках 214, на концевомучастке вала предполагается шпоночное соединение для установки ступицы муфты сметаллическими стержнями.1) Определение внутренних силовых факторов.Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рис.

1.Крутящий момент численно равен вращающему:MQ K=T =Ft ⋅ d 22591 ⋅ 208,889== 271 Н ⋅ м .2 ⋅ 1032 ⋅ 1000Опасными являются сечения:I-I – место установки зубчатого колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящиммоментами, осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом.!271643,451643,451404,4187,8880,41958,9II-II – место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим иЭпюры внутренних силовых факторов приведены на рис. 1.крутящим моментами, осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольцаКрутящиймоментподшипникана вал;численно равен вращающему:III-III – место установкиполумуфты−3на вал: сечение нагружено крутящим моментом, концентратор−310∙ ∙ 210М–к призматическая=Т==напряжений2 шпонка.∙ 3286,9 ∙ 256,780= 422 Н ∙ м2Рис.

1.29➢Сечение I-IИзгибающие моменты:- в плоскости XOZ:M1 = R1 ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 1295,5 ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 86 Н ⋅ м .ГГ- в плоскости YOZ слева от сечения:!28M1вл = R1в ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 1524,23 ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 101 Н ⋅ м .- в плоскости YOZ справа от сечения:M1вп = R2в ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 476,23 ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 32 Н ⋅ м .- момент от консольной силы:M1кон = R2к ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 5744 ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 382 Н ⋅ м .Суммарный изгибающий момент:MQ 1=22M 1г+ M 1вл+ M1кон =862 + 1012 + 382 = 515 Н ⋅ м;Крутящий момент: TQ = 271 Н ⋅ м .Осевая сила: FQ 1A = 1255 H.➢ Сечение II-IIИзгибающий момент:Q 2 = MK = FK ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 4441 ⋅ 66,5 ⋅ 10−3 = 295 Н ⋅ м .MКрутящий момент: TQ = 271 Н ⋅ м .Осевая сила: FQ 1A = 1255 H.➢Сечение III-IIIКрутящий момент: TQ = 271 Н ⋅ м .2) Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала:➢Сечение I-I
dQ 1 = 76 мм; W1 = 43096 мм3 Wk1 = 86193 мм3 .π ⋅ d12π ⋅ 762A== 4536 мм2 .Q 1=44➢Сечение II-II
dQ 2 = 70 мм; W2 = 33674 мм3 Wk 2 = 67348 мм3 .π ⋅ d12π ⋅ 70 2Q 2=A== 3848 мм2 .44➢Сечение III-III
Геометрические характеристики для вала с одним шпоночным пазом.

Значения моментовсопротивления приведены по ГОСТ 23360-78:dQ 3 = 57,75 мм; Wk3 = 42390 мм3 .3) Расчет вала на статическую прочность.!29Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значения общего коэффициентазапаса прочности по пределу текучести в каждом из опасных сечений вала.➢Сечение IF1M5151255σQ 1 = 103 ⋅ K ⋅ 1 + K ⋅ A = 103 ⋅ 2,2 ⋅+ 2,2 ⋅= 27 МПаП W1П A1430964536T271τQ 1 = 103 ⋅ K ⋅= 103 ⋅ 2,2 ⋅= 7 МПаП Wk861931SQ Tσ =σT650== 24σ127SQ Tτ =τT390== 56τ17SQ T =STσ ⋅ STτST2σ+ST2τ=24 ⋅ 5624 2 + 562= 22 ≥ (1,3...2)Значит, вал в сечении 1 прочен.➢Сечение IIF2M2951255σQ 2 = 103 ⋅ K ⋅ 2 + K ⋅ A = 103 ⋅ 2,2 ⋅+ 2,2 ⋅= 20 МПаП W2П A2336743848T271τQ 2 = 103 ⋅ K ⋅= 103 ⋅ 2,2 ⋅= 9 МПаП Wk673482SQ Tσ =σT650== 32σ220SQ Tτ =τT390== 43τ27SQ T =STσ ⋅ STτST2σ + ST2τ=32 ⋅ 43322 + 432= 26 ≥ (1,3...2)Значит, вал в сечении 2 прочен.➢Сечение IIIT271τQ 3 = 103 ⋅ K ⋅= 103 ⋅ 2,2 ⋅= 14 МПаП Wk423903SQ Tτ =τT390== 28 ≥ (1,3...2)τ314!30Значит, вал в сечении 3 прочен.4) Расчет вала на сопротивление усталости.➢Сечение I
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:σQ a1 = σи1 = 103 ⋅τQ a1 = τm1 =τk12M1515= 103 ⋅= 12 МПаW143096= 103 ⋅T271= 103 ⋅= 2 МПа2 ⋅ Wk12 ⋅ 67348Для передачи вращательного момента используется посадка с натягом.

Поэтому концентраторнапряжения в сечении – посадка с натягом:QKσ= 4,5KdσQKτ= 2,7Kd τQ Fσ = 0,91KQ Fτ = 0,7KQ V =1KТогда:KσKdσKQ σD =KτKd τKQ τD =+1KFσ−11KFτ−1Kv+Kv==4,5 +10,91−110,95−112,7 +1σQ −1D =σ−1410== 82 МПаKσD5τQ −1D =τ−1230== 85,2 МПаK τD2,7ψQ −τD =ψτ0,1== 0,036K τD2,75SQ σ =σ−1Dσa1==5= 2,782=712!31SQ τ =τ−1Dτa1 + ψτD ⋅ τm1SQ =Sσ ⋅ SτSσ2+Sτ2==85,2= 412 + 0,035 ⋅ 27 ⋅ 4172+412= 7 ≥ (1,5...2,5)Значит вал в сечении 1 прочен.➢Сечение II-IIОпределим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:σQ a 2 = σи2 = 103 ⋅τQ a 2 = τm 2 =τk 22M2295= 103 ⋅= 9 МПаW233674= 103 ⋅T271= 103 ⋅= 2 МПа2 ⋅ Wk 22 ⋅ 67348Внутреннее колесо подшипника качения установлено на валу с натягом.