123555 (689514), страница 3
Текст из файла (страница 3)
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,
в которой радиальная нагрузка Pr1 = 1033 H; осевая нагрузка Pa1 = Fa1 =425 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2].
Отношение Fa1 / Со = 425 / 7880 = 0,054; этой величине соответствует е = 0,68.
Отношение Рa1 / Pr1 = 425 / 1033 = 0,41 < е; Х = 1; Y = 0.
Рэ = (1·1033 + 0· 425) = 1033 H.
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (14500/1033)3 = 27664 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n = 27664·106/60·950 = 48·104 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
Тихоходный вал.
Силы действующие на вал со стороны цепной передачи:
Ft = 1225 Н; Fr = 1622 Н.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx3 = (Ft3l3 + Ft2l2)/(2l2) =(1225·60 + 1867·45)/(2·45) = 1750 Н;
Rx4 =[( Ft2l2 - Ft3 (2l2 + l3)]/(2l2) = ( 1867·45 - 1225·150)/(2·45) = - 1108 Н;
Проверка:
Rx3 + Rx4 + Ft3 - Ft2 = 1750 - 1108 + 1225 – 1867 = 0.
в плоскости yz:
Ry3=(Fr2l2 - Fa2d2/2 + Fr3l3)/(2l2) = (697·45 - 425·120/2 + 1622·60)/(2·45) = 1147 H;
Ry4=(-Fr2l2 - Fa2d2/2 + Fr3(2l2 + l3))/(2l2) =(-697·45 - 425·120/2 + 1622·150)/(2·45) = = 2072 H;
Проверка:
Ry3 - Ry4 - Fr2 + Fr3 = 1147 – 2072 – 697 + 1622 = 0.
Суммарные реакции:
Pr3 = 
= 
= 2092 H; Pr4 = 
= 
= 2350 H.
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4 [2].
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr4 + YPa4)KбKT,
в которой радиальная нагрузка Pr4 = 2350 H; осевая нагрузка Pa4 = Fa4 = 425 H; V = 1 – вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2].
Отношение Fa4 / Со = 425 / 11100 = 0,039; этой величине соответствует е = 0,68.
Отношение Рa4 / Pr4 = 425 / 2350 = 0,18 < е; Х = 1; Y = 0.
Рэ = (1·2350 + 0· 425) = 2350 H.
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (18900/2350)3 = 520 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n = 520·106/60·316,7 = 23,6·104 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
Приводной вал.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx5 = -Ft4 (l + l4)/l = -1225·810 / 750 = -1323 Н;
Rx6 = Ft4 l4/ l = 1225·60 / 750 = 98 Н;
Проверка:
Rx5 + Rx6 + Ft4 = -1323 + 98 + 1225 = 0.
в плоскости yz:
Ry5= Fr4 (l + l4)/l = 1622·810/750 = 1752 H;
Ry6 = Fr4 l4/l = 1622·60/750 = 130 H;
Проверка:
Ry6 - Ry5 + Fr4 = 130 – 1752 + 1622 = 0.
Суммарные реакции:
Pr5 = 
= 
= 2195 H; Pr6 = 
= 
= 163 H.
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 5 [2].
Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ = (XVPr5 + YPa5)KбKT,
в которой радиальная нагрузка Pr5 = 2195 H; осевая нагрузка Pa5 = Fa5 = 0; V = 1 – вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2].
Рэ = 2195 H.
Расчетная долговечность, млн. об:
L = (C/Pэ)3 = (81900/2195)3 = 620 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
Lh = L·106/60n = 620·106/60·316,7 = 32,3·104 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
8. Расчет внутренних силовых факторов валов
Расчет ведем по РТМ 2-056-2-80.
Быстроходный вал.
Опасное сечение – шестерня. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана нарезкой зубьев.
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = Rx1l1 = 933,5 · 0,045 = 42 Н·м;
Мх = Rу1l1 = 443 · 0,045 = 20 Н·м;
Мсеч = 
= 
= 46,5 Н·м.
Материал вала – сталь 45 ГОСТ 1050-88, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09 [2].
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 46,5 · 103 / 0,1 · 403 = 7,3 МПа
τа = τк /2 = М1 / 2 · 0,2d3 = 40 · 103 / 0,4 · 403 = 2,6 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 7,3 = 13; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 2,6 = 35
S = Sσ Sτ / 
= 13 · 35 / 
= 12 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Рассмотрим тихоходный вал. Опасное сечение – опора 4. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = Ft3l3 = 1225·0,06 = 73,5 Н·м;
Мх = Fr3l3 = 1622·0,06 = 97 Н·м;
Мсеч = = 
= 122 Н·м.
Материал вала – сталь 45 ГОСТ 1050-88, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09 [2].
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 122 · 103 / 0,1 · 403 = 19 МПа
τа = τк /2 = М2 / 2 · 0,2d3 = 112 · 103 / 0,4 · 403 = 4,4 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 19 = 5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 4,4 = 20,6
S = Sσ Sτ / = 5 · 20,6 / 
= 4,9 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Рассмотрим приводной вал. Опасное сечение – опора 5. Концентрация напряжений в опасном сечении вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = Ft4l4 = 1225·0,06 = 73,5 Н·м;
Мх = Fr4l4 = 1622·0,06 = 97 Н·м;
Мсеч = = = 122 Н·м.
Материал вала – сталь 45 ГОСТ 1050-88, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09 [2].
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 122 · 103 / 0,1 · 603 = 5,6 МПа
τа = τк /2 = М3 / 2 · 0,2d3 = 580 · 103 / 0,4 · 603 = 6,7 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 5,6 = 17; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,7 = 13,6
S = Sσ Sτ / = 17 · 13,6 / 
= 10,6 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
9. Смазка
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.
Вязкость масла по [4]:
V = 1,98 м/с – V40° = 33 мм2/с
По [4] принимаем масло индустриальное ИТП-200, у которого V40°C = 29-35 мм2/с.
Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки выбираем по ГОСТ 23360-78, в зависимости от диаметра вала.
Напряжение смятия [4]:
σсм = 2М / d(l – b)(h – t1) < [σ]см = 120 МПа
Быстроходный вал Ø26 мм, шпонка 8 × 7 × 40, t1 = 4 мм.
σсм = 2 · 40 · 103 / 26 · (40 – 8)(7 – 4) = 32 МПа < [σ]см
Тихоходный вал (третий) Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 28, t1 = 5,5 мм.
σсм = 2 · 112 · 103 / 45 · (28 – 14)(9 – 5,5) = 102 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø32 мм, шпонка 10 × 8 × 40, t1 = 5 мм.
σсм = 2 · 112 · 103 / 32 · (40 – 10)(8 – 5) = 78 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø54 мм, шпонка 16 × 10 × 70, t1 = 6 мм.
σсм = 2 · 580 · 103 / 54 · (70 – 16)(10 – 6) = 99 МПа < [σ]см
11. Выбор муфт
Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя [2].
Диаметр конца вала: Ø26 мм.
По ГОСТ 21424-93 принята муфта:
Муфта 125-26-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[М] = 125 Н · м, D × L = 120 × 125.
В нашем случае: М1 = 40 Н · м
Запас у муфты большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.
Список использованной литературы
-
С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.
-
П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
-
М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
-
А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
