Привод ленточного конвеера

 

Для наших расчетов при диаметре вала d = 50 мм имеем:

- ширина шпонки (шпоночной канавки): b = 14 мм

- глубина паза на валу: t =5,5 мм

Отсюда момент сопротивления на валу d в т. С равен:

 мм

 

Напряжение изгиба в т.С:      МПа

 

Напряжение сжатия

Возникает там, где имеется в  зацеплении осевая сила, которая при переносе на ось вала создает напряжение сжатия.

В прямозубой передачи осевой силы нет.

Суммарное нормальное  напряжение (в т. С)

= 4,2 МПа

 

Напряжение кручения (в т. С)

По таблице 1.4 крутящий момент на валу прямозубого колеса равен: М =174 Нм.

Диаметр вала: d =50 мм (см. выше).

Напряжение кручения на валу колеса: МПа

где: W -момент сопротивления вала в т. С кручения равен:

        мм

Размеры шпонки и паза взяты из таблицы 3.1 (см. выше)

 

Эквивалентное напряжение (в т. С)

 

где: допускаемое напряжение при  изгибе равно:  

Марка стали для валов выбирается  из таблицы 3.2.

Таблица 3.2

Механические  свойства материала валов

 

Марка стали	Предел прочности при  растяжении, sв МПа	Предел текучести, sт МПа	Предел выносливости при симметричной нагрузке		НRС
				при изгибе, s-1 МПа		при кручении, s-1 МПа
45	1200	950	600  480	240   360	50-80
20Х	850	630	425   340	170   255	56-62
40Х	1500	1300	750   600	300   450	45-50
40ХН	1600	1400	800   640	320  480	48-54

 

Принимаем для цилиндрических редукторов в качестве материала вала сталь марки 45 ( =600 МПа), запас прочности n = 1,5 (из допустимых n = 1,5..2,0), коэффициент концентрации напряжений =1,8 (из допустимых = 1,5..3,5).

Получаем: МПа

Эквивалентное напряжение в т.С:

МПа

13,5 МПа

 

 

Глава 4    РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

 

В главе 3 была найдены опорные реакции на тихоходном валу редуктора, а в главе 2 были определены диаметры опорных ступеней вала, на которые устанавливаются подшипники качения, выбраны типы и размеры подшипников и их динамическая грузоподъемность С (по Приложению 2).

Проверим выбранные подшипники на долговечность, то есть определим, отвечает ли их срок службы заданному значению по заданию.

 

4.1. Порядок расчета подшипников  качения на долговечность

 

Расчет подшипников  качения на долговечность

, ч

где:  - ресурс подшипника в часах;

  - заданный срок службы подшипника в часах:

 ч

где:   - время работы в смену: =8 ч,

g - число машиносмен в году: g = 260,

T - срок службы привода: T=5 лет.

С - динамическая грузоподъемность данного  подшипника (в Приложении 2);

           - коэффициент:    =3 - для широкоподшипников,

=3,33 - для роликоподшипников,

            n- частота вращения подшипника, об/мин;

            Q - приведенная динамическая нагрузка на подшипник, Н.

 

Для радиальных шариковых и радиально-упорных  шариковых и роликовых конических подшипников:

 при 

 при 

Для радиальных роликовых подшипников:

 

где:  X и У- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по таблице 4.1); 
  R и A- радиальная и осевая нагрузка на подшипник (см. п. 3.4); 
  А' - расчетная осевая нагрузка (см. таблицу 4.2 и рис. 4.1);

- коэффициент вращения:

=1 - при вращении внутреннего кольца,

=1,2 - при вращении наружного кольца,

- коэффициент безопасности:

=1 - при спокойной нагрузке,

=1,2 - при легких толчках,

=1,5 -при вибрационной нагрузке,

- температурный коэффициент:

=1 - при температуре до 100°С,

= 1,05...1,4 - при температуре >100°С,

     е - коэффициент: определяется по таблице 4.1 с учетом относительной нагрузки    (для радиальных шариковых подшипников), (для радиально-упорных шариковых подшипников), или же с учетом угла контакта (для радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников). 

При этом: А' - осевая нагрузка расчетная определяется по таблице 4.2. - статическая грузоподъемность подшипника по Приложению 2.

Следует иметь в виду, что у одноступенчатых зубчатых редукторов проверке на долговечность подвергаются подшипники тихоходного вала, так как их частота вращения значительно меньше частоты вращения подшипников быстроходного вала, а она и определяет в первую очередь ресурс подшипника (см. формулу расчета ресурса) при одинаковых для валов внешних сил, действующих в зацеплении.

Таблица 4.1

Коэффициенты  радиальной нагрузки X, осевой нагрузки Y и коэффициент e однорядных подшипников качения

Тип подшипника	Угол контакта  , град.	Относительная нагрузка						e
				X	Y	X	Y
Шариковые радиальные	0	0,014 0,028 0,056 0,084 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56		1	0	0,56	2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00	0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
Шариковые радиалъно- упорные	12.. .15		0,014 0,029 0,057 0,086 0,11 0,17 0,29 0,43 0,57	1	0	0,45	1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00	0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
	18.. .20 24.. .26 30 35, 36 40					0,43 0,41 0,39 0,37 0,35	1,00 0,87 0,76 0,66 0,57	0,57 0,68 0,80 0,99 1,14
Роликовые конические ра- диалъно- упор- ные	11. ..30			1	0	0,40	0,4ctg	1,5tg

 

Расчетная осевая нагрузка А' в опорах I и II вала при двух нижеприведенных схемах а и б установки радиально-упорных конических и шариковых подшипников.

 

Осевую нагрузку воспринимают в обеих схемах опоры П.

 

Условия нагружения	Расчетная  осевая нагрузка
	В опоре I	В опоре II

 

где: и - осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах I и II:

Для радиально-упорных  шарикоподшипников:

 Н,

 Н.

Для радиально-упорных конических роликоподшипников:

 Н,

 Н.

где: коэффициенты e по табл. 4.1.

 

4.2. Определение  долговечности подшипников качения  в редукторах

Исходные данные:

= 45 мм (см. п. 2.1)

= 169,6об/мин (табл. 1.5)

= 777 Н (см. п.3.4.1)

= 777 Н (см. п.3.4.1)

Выбран радиальный шарикоподшипник  №309:

d = 45 мм, D = 100 мм,

= 25 мм, С = 37000 Н,

= 26000 Н (см. приложение 2)

 

Схема нагружения подшипников 

 

 

                                                                                           

 

                                 B                                                                D

 

 

Из двух подшипников на валу расчету  подвергается тот, который нагружен больше.

 

Определение приведенной  нагрузки

 

 Н

где: = 1, = 1,2.

= 1 (см.п. 4.1)

Определение ресурса  подшипника в часах

 

 ч  ч

 

 

Глава 5   МУФТЫ

Муфты служат для передачи вращения и крутящего момента с одного вала на другой. Кроме того муфты могут компенсировать осевое, радиальное и угловое смещение валов, а также смягчать (демпфировать) нагрузки и предохранять трансмиссии от поломок при перегрузках.

 

5.1. Расчет штифтового  предохранительного устройства комбинированной муфты (см. рис. 5.2)

Предпосылки к расчету:

1. В муфте лучше всего применять один или два срезных штифта.
2. Симметричное расположение штифтов исключает изгибающие нагрузки на вал.
3. Штифты изготавливаются из термообработанных сталей (см. табл. 5.2).

Таблица 5.2

Рекомендуемые для штифтов марки сталей и  их термообработка

Марки сталей	, МПа	Термообработка
35	250	Нормализация
	320	Нормализация
	400	Отпуск
	550	Отпуск
45	320	Нормализация, закалка, отпуск
	400	Улучшение, закалка , отпуск
	550	Отпуск
50	350	Нормализация
	530	Нормализация
40Х	400	Нормализация
	550	Отпуск
	700	Отпуск

4. Втулки каленые изготавливаются из более прочного материала, чем штифты.
5. Крутящий момент при срабатывании предохранительного устройства не должен быть менее двух номинальных (расчетных) крутящих моментов:

При зубчатых передачах:      Нм,

где: = 174 Нм (см. табл. 1.5).

 

Расчет состоит в  определении диаметра штифтов при действии предельного крутящего момента  , то есть при срабатывании штифтового предохранительного устройства:

 

 мм .

Принимаем = 7 мм;

где: принимаем  = 350 Нм;

    = 1 при Z = 1 – коэффициент нагрузки;

     Z = 1 – число штифтов;

    - допускаемое напряжение при срезе:

                = (0,2…0,3) : принимаем = 0,3. = МПа   

                                ( =550 МПа – для стали 45 по табл. 5.2)