Проектирование и расчет привода цепного транспортера

 

 

 

 

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого, то подшипник 7205А – не пригоден, выбираем подшипник 7305А, для которого

 

(

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

 

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого, то подшипник 7305А – не пригоден, выбираем подшипник 7605А, для которого

 

(

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки

 

 

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

 

Проверяем справедливость условия

 

;

 

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то подшипник 7605А – пригоден

 

 

Расчет подшипников  тихоходного вала

 

 

 

 

Определение консольной нагрузки

 

Консольная нагрузка для червячного редуктора

 

 

 

 

 

 

 

Определение реакции в опорах в вертикальной плоскости

 

 

 

 

 

Определение реакции в опорах в горизонтальной плоскости

 

 

 

 

Определение полной нагрузки

 

 

 

Определение полной эквивалентной нагрузки

 

Для II режима нагружения полная эквивалентная нагрузка равна

 

 

 

 

 

 

 

Определение коэффициента минимальной осевой нагрузки

 

 

 

 

Определение минимальных осевых сил, необходимых для нормальной работы радиально-упорных подшипников

 

 

 

 

 

Определение осевых сил, нагружающих подшипники

 

т.к. и , то

 

 

 

Дальнейший расчет выполняем  для наиболее нагруженного подшипника опоры 2

 

 

 

 

 

 

 

Определение расчетного ресурса роликового радиально-упорного подшипника

 

7208А (

 

Частота вращения вала

 

Условия эксплуатации обычные

 

Требуемая надежность 90% ()

 

Требуемый ресурс

 

Отношение

 

 

 

Определение эквивалентной  динамической радиальной нагрузки

 

 

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах 

 

 

 

Проверяем справедливость условия

 

;

 

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то подшипник 7208А – пригоден

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.4. Расчет валов на статическую прочность

 

Проверку  статической прочности выполняют  в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных  перегрузок (например при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывания предохранительного устройства).

Внешние силовые  факторы, необходимые для расчета, взяты из расчета подшипников.

 

Минимально  допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести принято [] = 2. Коэффициент перегрузки для электродвигателя:

 

Расчет быстроходного вала

 

Материалом  для червяка была выбрана сталь 20Х. В таблице 2.1 приведены ее свойства

 

Таблица 2.1.

Механические характеристики, МПа					Коэффициент
650	400	240	310	170	0,07

 

Определение внутренних силовых  факторов

 

 

 

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

 

I – I –сечение на диаметре впадин червяка: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – впадины червяка

 

II – II – место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими 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

 

Определение силовых факторов опасных сечений вала

 

Сечение I-I

Изгибающие  моменты

- в плоскости  XOZ

M_1Г = 11 Н·м

- в плоскости  YOZ справа от сечения

М_1ВП = 56,6 H·м

- в плоскости  YOZ слева от сечения

М1_ВЛ = 16,6 Н·м

Суммарный изгибающий момент

Крутящий  момент М_1К = 5,25 Н·м

Осевая сила F_1А = 2810 H

Сечение II-II

Изгибающий  момент М₂ = 0,3 Н·м

Крутящий  момент М_2К = 5,25 Н·м

Осевая сила F_2А = 2810 H

Сечение III-III

Крутящий  момент М_3К = 5,25 Н·м

 

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала

 

Сечение I-I

 

 

Сечение II-II

 

 

 

 

Сечение III-III

 

_{d = 18 мм; шпонка: b = 6 мм; h = 6 мм}

 

 

 

 

Расчет вала на статическую  прочность

 

Сечение I-I

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Сечение II-II

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Сечение III-III

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Статическая прочность  вала обеспечена во всех опасных сечениях: S_T >[S_Т]=2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет тихоходного вала

 

Определение внутренних силовых  факторов

 

Материалом  для вала червячного колеса была выбрана  сталь 45. В таблице 2.2 приведены ее свойства

 

Таблица 2.2

Механические характеристики, МПа					Коэффициент
900	650	390	410	230	0,10

 

 

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

 

I – I – место установки червячного колеса на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – шпоночный паз

 

II – II – место установки правого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами, осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал

 

III – III – место установки приводной звездочки на вал: сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз

 

Определение силовых факторов для опасных сечений

 

Сечение I-I

Изгибающие  моменты

- в плоскости  XOZ

M_1Г = 49,2 Н·м

- в плоскости  YOZ справа от сечения

М_1ВП = 25 Н·м

- в плоскости  YOZ слева от сечения

М_1ВЛ = 44,5 Н·м

Суммарный изгибающий момент

Крутящий  момент М_1К = 177 Н·м

Осевая сила F_1А = 309 H

Сечение II-II

Изгибающий  момент М₂ = 33,5 Н·м

Крутящий  момент М_2К = 177 Н·м

Осевая сила F_2А = 309 H

Сечение III-III

Крутящий  момент М_3К = 177 Н·м

 

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала

 

Сечение I-I

 

d = 45 мм; шпонка: b = 14 мм; h = 9 мм

 

 

 

 

 

 

 

Сечение II-II

 

 

 

 

 

Сечение III-III

 

_{d = 30 мм; шпонка: b = 8 мм; h = 7 мм}

 

 

Расчет вала на статическую прочность

 

Сечение I-I

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

 

 

Сечение II-II

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

Сечение III-III

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Статическая прочность  вала обеспечена во всех опасных сечениях: S_T >[S_Т]=2

 

Расчет вала на сопротивление  усталости

 

Расчет  на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла  напряжений, статических и усталостных  характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение, которого принято в диапазоне [S] = 2

 

Сечение I-I

 

Определим амплитуды  напряжений и среднее напряжение цикла

-нормальные  напряжения изменяются по симметричному  циклу

-касательные  напряжения изменяются по отнулевому циклу

Величины  необходимые для расчета вала

- эффективные  коэффициенты концентраций напряжений

 

-коэффициенты  влияния абсолютных размеров  поперечного сечения 

-коэффициенты  влияния качества поверхности  (Ra = 3,2мкм):

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения – без упрочнения

-коэффициенты  снижения предела выносливости

 

 

-пределы выносливости 

 

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сечение II-II

Нормальные  напряжения

 

Касательные напряжения

Внутреннее  кольцо подшипника качения установлено  на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка  с натягом. К_σ/К_dσ=4,3; K_τ/K_dτ=2,6.

 

Посадочную  поверхность вала под подшипник  шлифуют (Ra=1,25мкм) К_Fσ=0,86; K_Fτ=0,92.

 

Поверхность вала без упрочнения: K_V=1

 

Коэффициенты снижения предела выносливости

 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сечение III-III

Величины  необходимые для расчета вала

- эффективные  коэффициенты концентраций напряжений  для шпоночного паза 

-коэффициенты  влияния абсолютных размеров  поперечного сечения 

-коэффициенты  влияния качества поверхности  (Ra=3,2мкм)

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения – без упрочнения

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сопротивление вала усталости обеспечено во всех опасных сечениях: S>[S_T]=2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.5. Расчет  шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют  призматические шпонки. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные или плоские. Материал шпонок сталь 45 или Ст6. Размеры поперечного сечения и длину шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по табл. 24.29 [1, стр. 476]. Допускаемые напряжения смятия [σ]_см принимаем по табл. 20 [4, Т1, стр. 75]