Привод ленточного транспортера

Диаметр вала: d=38 мм; Передаваемый момент: T=1287,5 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.

По ГОСТ 23360-78 определим  размеры шпонки:

b=10 мм; h=8мм; t₁=5.0мм; t₂=3.3 мм; r₁(s₁)=0.25…0.4 мм.

Соединение неподвижное, вал стальной, ведомая полумуфта  стальная, поэтому [ ]_см=150МПа.

Расчёт рабочей длины  шпонки:

l_раб ≥

l_раб≥ мм

Длина шпонки:    l = l_раб + b=112.94+10 = 122.94 мм

Из стандартного ряда выберем длину: l=125мм.

В результате получим  шпонку следующих размеров: 

Шпонка 10х8х125 ГОСТ 23360-78.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.4.Подшипники

 

Опоры валов и вращающихся  осей называют подшипниками. Они воспринимают нагрузки, приложенные к валу или  оси, и передают их на корпус машины. В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники бывают:

1. радиальные, воспринимающие в основном радиальные нагрузки, перпендикулярные оси цапфы;
2. радиально-упорные, воспринимающие радиальные и осевые нагрузки;
3. упорные, воспринимающие осевые нагрузки.

В зависимости от вида трения подшипники делятся на подшипники скольжения и подшипники качения.

8.1 Выбор подшипника

 

_d=40

 

- принимается радиально  шариковый подшипник 108

5.4.1 Выписываем динамическую грузоподъемность

C=16800H

C₀ =9300

5.4.2 По условиям эксплуатации подшипников принимаем:

коэффициент вращения

коэффициент безопасности

температурный коэффициент(при  )

коэффициент надежности

5.4.3 Определяем соотношение

 

 

и находим путем линейной интерполяции значение e

 

 

5.4.4 Принимаем

5.4.5 Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:

 H

 

5.4.6 Определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника:

ч

Рисунок 12. Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника

 

Шариковые однорядные подшипники не требуют высокой точности в  установке, обладают наименьшим коэффициентом трения и наиболее приспособлены для высоких частот вращения. Они самые дешевые и просты в эксплуатации.

 

 

 

6. Расчет валов на прочность

 

На валах устанавливают  вращающие детали: зубчатые колеса, шкивы, звездочки и т.д. Вал передает вращающий момент и поддерживает сидящие на нем детали, поэтому работает на кручение и изгиб. Валы должны быть прочными, жесткими, упругими и хорошо обрабатываться. Их изготовляют из углеродистых и легированных сталей. Валы при работе испытывают циклически изменяющиеся напряжения. Основными критериями работоспособности валов является усталостная прочность, жесткость и виброустойчивость. Прочность – способность детали сопротивляться разрушению (при хрупких материалах, например чугун) или возникновению пластичных деформаций (при пластичных материалах, например сталь) под действием приложенных к ней нагрузок. Жесткость – способность детали сопротивляться изменению ее размеров и формы под действием нагрузки.

Недостаточная изгибная жесткость валов нарушает надежную работу передач и приводит к снижению работоспособности механизма. Виброустойчивость - способность детали или конструкции работать в заданном диапазоне режимов без недопускаемых колебаний. Вибрация валов снижает качество работы механизма, создает шум, уменьшает долговечность подшипников и передач.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Поверочный расчёт валов  на прочность

6.1. Тихоходный вал.

 

Расчетная схема

 

 

 

 

 

Проверку статической  прочности выполняют в целях  предупреждения

 пластических  деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

    Уточненные  расчеты на сопротивление усталости  отражают влияние

 разновидности цикла  напряжений, статических и усталостных

 характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

        F_k- консольная сила, Н.

Силы в зубчатом зацеплении:

F_t=6705.2H,

F_r=2610.6H,

F_a=0H,

K_П- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность, 

К_П=2.2.

    Вал изготовлен  из стали марки 40x со следующими характеристиками

 статической прочности  и сопротивления усталости:

σ_В=900МПа - временное сопротивление,

σ_Т=750МПа - предел текучести,

σ_-1=410МПа - предел выносливости при изгибе,

τ_Т=450МПа - предел текучести при кручении,

τ_-1=240МПа - предел выносливости при кручении,

ψ_Т=0.10

 

r=D/2=378.335/2=189.1675

1. Определение внутренних силовых факторов:

 

 

 

 

 

От муфты (консольной силы):

Суммарные радиальные силы

 

 

 

    Определим силовые факторы для опасных сечений:

 

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции  узла следует, что опасными являются сечения:

I-I – место установки зубчатого колеса на вал диаметром __мм: сечение нагружено изгибающими и крутящим моментами, осевой силой; концентратор напряжений- шпоночный паз.

II-II – место установки «левого», по рис, подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, осевой силой;  концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;

III-III – место установки полумуфты на вал: сечение нагружено крутящим моментом; концентратор напряжений – шпоночный паз.

 

 

 

 

 

 

Сечение 1-1

 

Изгибающие моменты:

М_1вп=R_Вв*l₂=64093.7Нхм

М_1вл=R_Ав*l₁=64093.7Нхм

М_1г=R_Аг*l₁=164621.25Нхм

М(F_к)= R_Ак*l₁=283912.86Нхм

Суммарный изгибающий момент:

_{Крутящий  момент:}

М_1к= М_к=283912,86Нхм

 

Осевая сила:

F_а1 =F_а=0Н

 

Геометрические характеристики сечения

W₁=π*d³/32=3.14*(55)³/32=16333,83мм³

W_1к=π*d³/16=3.14*(55)³/16=32667,654мм³

А₁= π*d²/4=3.14*(55)²/4=2375,83мм²

 

 Напряжение изгиба  с растяжением (сжатием) и напряжением

 кручения  :

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям:

S_Тσ1=σ_Т/ σ₁=750/62034,230=0,0121

S_Тτ1=τ_Т/ τ₁=450/19120,84=0,0235

 

 Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Сечение 2-2

Изгибающие моменты:

М₂= М₂(F_к)= F_к*l₃=421972,3257Нхм

_{Крутящий  момент:}

М_2к= М_к=283912,86Нхм

Осевая сила:

F_а2= F_а=0Н

  

Геометрические характеристики сечения

W₂=π*d³/32=3.14*(65)³/32=26961,246 мм³

W_2к=π*d³/16=3.14*(65)³/16=53922,493 мм³

А₂= π*d²/4=3.14*(65)²/4=3318,31 мм²

 

 Напряжение изгиба  с растяжением (сжатием) и напряжением

 кручения :

   Частные коэф. запаса прочности по нормальным  и касательным

  напряжениям:

S_Тσ2=σ_Т/ σ₂=750/34432,352=0,02178

S_Тτ2=τ_Т/ τ₂=450/11583,446 =0,03885

 

  Общий коэф. запаса  прочности по пределу текучести:

 

Сечение 3-3

Крутящий момент:

М_3к= М_к=283912,86Нхм

 

Геометрические характеристики сечения

d=38

напряжения кручения:

   Частные коэф. запаса прочности по касательным  напряжениям:

S_Тτ2=τ_Т/ τ₂=450/27.929=16.11

 

    Общий коэф. запаса прочности по пределу  текучести:

S_Т= S_Тτ2=16.11

Статическая прочность  обеспечена во всех опасных сечениях S>[S_T]=17

 

 

6.1.4 Расчет вала на сопротивление усталости

 

Сечение I-I

Зубчатое колесо установлено  на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка  с натягом. К_σ/К_dσ=4,7; K_τ/K_dτ=2,8. Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют (Ra=1,25мкм) К_Fσ=0,88; K_Fτ=0,935. Поверхность вала без упрочнения: K_V=1.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа

МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности  в рассматриваемом сечении:

Сечение II-II

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с  натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка с натягом. К_σ/К_dσ=4,5; K_τ/K_dτ=2,7. Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют (Ra=1,25мкм) К_Fσ=0,88; K_Fτ=0,935. Поверхность вала без упрочнения: K_V=1.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа

МПа

Коэффициент влияния  асимметрии цикла:

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности  в рассматриваемом сечении:

Сечение III-III

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрена шпонка, паз которой  является концентратором напряжений: К_τ=2,65. Параметр шероховатости поверхности Ra=0.8мкм: К_Fτ=0,92. Поверхность вала без упрочнения: K_V=1.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициент запаса прочности  в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости  вала обеспечено: во всех сечения S>[S_T]=1,5.

 

6.2 Расчет быстроходного вала

 

Расчетная схема

 

 

 

Исходные данные:

F_t=1741.3H; F_r=645.5H; F_a=336.7H;

Т_Б=32.2Н·м;

n=1400.2мин^-1; L_{10ah треб}=18000ч; F_к=709.3Н;

режим нагружения – 4