Привод ленточного транспортера

= 0.02(1+0.01 )=  0.02(1+0.01∙ 780) =0.176,

= 0.5 =0.5∙ 0.176= 0.088

Пределы выносливости материала  при симметричном цикле изгиба и  кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43 =0.43 780 =335 МПа

= 0.58 =0.58 335.4 = 195 МПа

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

= = =5.916МПа

 

= = = 0.618 МПа

= = = = 13.761 МПа

Коэффициенты

= ( +K_F –1)/K_V,  = ( +K_F –1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; 
= 3.8 (табл.7.5).

Значение  вычислим по формуле :

= 0.6 ∙   + 0.4= 2.28+0.4=2.68

K_F – коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5[5] в зависимости от

=3.2 мкм , K_F=1.33                   

K_V – коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка  вала принимают K_V =1.

В результате расчета  получили:

= ( +K_F –1)/K_V =  (3.8+1,33 –1)/1    =4.13,

  = ( +K_F –1)/K_V = (2.68+1,33 –1)/1   =3.01

 

= = =19.271,

= =    =4.494   

 

Быстроходный  вал.

Определение опорных  реакций

Горизонтальная плоскость

 

R_1Г = F_r - R_2Г = 2.605-5.56= 0,21 кН   

 

R_2Г = = = 5.56 кН

 

Вертикальная плоскость

 

R_1В = 3.51  кН

 

R_2В = = = 3.51 кН

 

Радиальные опорные  реакции:

R₁ = = =  3.52 кН

R₂ = = = 6.57 кН

 Моменты и силы  в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

M = = = 355Н×м

где M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

M_Г =  260.9 Н×м;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 240.5 Н×м. Осевая сила F_a =1.38 кН.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Уточненный  расчет вала

 

 Геометрические характеристики  опасного сечения

Значения площади поперечного  сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =

,   = ,   = ;

 

A = = = 1963 мм ,

  = = = 12266 мм ,

  = = =24531 мм .

 

 Суммарный коэффициент  запаса прочности

Определяем по формуле (2) [2]:

S =

= = 3.48

3.48≥2

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S

[S]

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5, примем [S] = 2.

Значения  и определяют по формулам

=

=

где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения  и равны, = 780 МПа

= 0.02(1+0.01 )=  0.02(1+0.01∙780) =0.176,

= 0.5 =0.5 0.176= 0.088

Пределы выносливости материала  при симметричном цикле изгиба и  кручения определяются по следующим  формулам:

для углеродистых сталей = 0.43 =0.43 780 =335 МПа

= 0.58 =0.58 335.4 = 195МПа

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

= = =21.179 МПа

 

= = = 0.702 МПа

= = = = 5.54 МПа

Коэффициенты

= ( +K_F –1)/K_V,  = ( +K_F –1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; 
= 3.7 (табл.7.5).

Значение  вычислим по формуле :

= 0.6 ∙   + 0.4= 2.22+0.4=2.62

K_F – коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5[5] в зависимости от

=  3.2 , K_F=1.33                   

K_V – коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка  вала принимают K_V =1.

В результате расчета  получили:

= ( +K_F –1)/K_V =  (3.7+1,33 –1)/1 =4.03,

  = ( +K_F –1)/K_V = (2.62+1,33 –1)/1   =2.95

= = =3.648,

= =    = 11.741  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Расчет и  проверка подшипников на долговечность.

 

На тихоходном валу.

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для  наиболее нагруженной опоры.

Шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии  № 213

Размеры подшипника:   d =  65  мм,  D = 120  мм,  B = 23 мм

Динамическая грузоподъёмность                     C =  56 кН

Статическая грузоподъёмность                         C₀ = 34 кН

Радиальная нагрузка на  левый  подшипник     F_r = 6.83, кН

Радиальная нагрузка на  правый подшипник   F_r = 3.23 кН

Осевая нагрузка на подшипник                         F_a = 1.38 кН

Частота вращения кольца подшипника             n =116.8 мин^-1

 

Расчет

 

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т ∙XVF_r,

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

K_б = 1.3 – коэффициент безопасности (табл.1.6);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [3]

е =0.518

=0.518 =0.24

 

Окончательно получим  = = 0.2, т.к.  e  то

X =  1 , P =1.3 ∙1∙1 ∙1∙6.83  =8.88 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h=

= = 35850 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E =

,

 

 

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.12 [3] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0.18            

 L_E = = = 198690 ч     

Условие выполняется L_{E  =}198690 10000 ч.

 

На быстроходном валу.

 

Исходные данные

 

Расчет подшипника выполняем для  наиболее нагруженной опоры.

Шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии  № 310

Размеры подшипника:   d =  50 мм,  D = 110  мм,  B = 27 мм

Динамическая грузоподъёмность              C =  61.8 кН

Статическая грузоподъёмность                  C₀ = 38 кН

Радиальная нагрузка на  левый  подшипник  F_r = 3.52 кН

Радиальная нагрузка на  правый подшипник  F_r = 6.57 кН

Осевая нагрузка на подшипник                  F_a = 1.38 кН

Частота вращения кольца подшипника     n = 365.6 мин^-1

 

Расчет

 

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т XVF_r ,

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

K_б= 1.3  – коэффициент безопасности (табл.9 [3]);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [3]

е =0.518

= 0.518 = 0.23

Окончательно получим  = = 0.39, т.к. >e для этих подшипников принимают X = 0.56, P =1.3 ∙1 ∙0.56 ∙1∙3.52 =8.54 кН

 

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h=

= =  17301ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим  нагружения, то эквивалентная долговечность  подшипника

L_E =

,

 

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.12 [3] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0.18            

 L_E = = =95819 ч     

Условие выполняется L_E=95819 10000 ч.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Смазка

 

 Смазка  зубчатых колес.

Смазку применяют для уменьшения потерь мощности на трении, снижения интенсивности износа трущихся поверхностей и защиты от коррозии. Смазка зубчатой передачи при  окружных скоростях в зацеплении до 12.5 м/с осуществляется окунанием колеса в масляную ванну. Такой способ смазки иначе называется картерным.  Минимальная рекомендуемая глубина погружения колеса в масляную ванну h_min=2m, но не менее 10 мм. Максимальная глубина погружения не должна превышать половины радиуса зубчатого колеса.

Кинематическую вязкость масла выбираем при помощи табл. 3. Итак, выбираем кинематическую вязкость 34 мм/с², далее выбираем сорт масла

И-Г-А-32.

При работе передач масло  постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени  оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено маслоспускное отверстие. Закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

 

 

 Смазка  подшипников

Смазка подшипников качения  необходима для уменьшения трения между телами качения. Кольцами и сепаратором. Для усиления местного теплоотвода от рабочих поверхностей и общего теплоотвода от подшипника. Для предотвращения коррозии. Кроме того, смазка важна с точки зрения повышения герметизации подшипников. Так как заполняет зазоры в уплотнениях, а также для уменьшения шума. Жидкие смазки применяют при необходимости минимальных потерь на трение, при высоких температурах. В качестве жидкой смазки применяют минеральные масла. Допускаемая рабочая температура подшипников при жидкой смазке — до 120°С. Так как наша температура подшипникового узла равна 100°С, то в качестве смазки подшипника мы берем жидкую смазку. Жидкие масла используют при картерной смазке зубчатой передачи в случае если окружная скорость V≥1 м/с. При этом происходит разбрызгивание масла и  внутри картера образуется масляный туман, обеспечивающий смазку подшипников качения.

 

 

 

 

 

10. Уплотнительные  устройства

 

Подшипники качения  для предохранения их от загрязнения  извне и для предотвращения вытекания  из них смазки снабжают уплотняющими устройствами.

В проектируемом редукторе  в качестве уплотняющих устройств применяем манжетные уплотнения.

Манжетные уплотнения выполняют в виде кольцевых манжет, устанавливаемых в корпус с натягом и прижимающихся к валу под действием сил упругости самой манжеты и специальной пружины. Пружина должна прижимать уплотняющий материал к валу с незначительной силой. Вал должен быть обработан с достаточной точностью. Поверхность вала с уплотнением должна быть закаленной до твердости HRC 40, иметь шероховатость Ra<0.32 мкм, а для отверстия Ra =2,5 мкм. Допуск вала под уплотнение должен соответствовать d9.

В качестве уплотняющих  материалов используют твердую резину. Манжетные уплотнения работают при окружных скоростях до 10 м/с. Температурой узла до 100°С. Ресурс манжет - до 5000 ч.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Сборка редуктора