Проектирование привода цепного конвейера

4 Расчет валов

4.1 Проектный расчет валов

Определяем расстояние между опорами.

длинна ступицы червячного колеса

Х=10 мм – зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора.

W=100 мм – ширина стенки корпус

а в месте установки подшипников. Определяем исходя из передаваемого момента Т2=1167,9 Нм. Определяем диаметр вала под шестерней.

Принимаем диаметр вала под подшипниками

4.2 Проверочный расчет тихоходного вала

Определяем силы в зацеплении.

Определим реакции в эпюрах и строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюры крутящих моментов.

Рассмотрим реакции от сил , действующих в вертикальной плоскости.

Сума проекций

Сумма моментов

Выражаем В1

В1=Fr/2-Fad/2l=11646.06/2-13250.073/2×0.2=5581.22 H

Реакция от сил Ft и Fм действующих в горизонтальной плоскости

A2+B2+Fм-Ft=0

Сумма моментов

4.3 Расчет вала на усталостную прочность

Сечение I-I под шестерней и сечение II-II рядом с подшипником. Для I-I сечения изгибающий момент:

По таб. 15.1[2], для шпоночного паза - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

По графику рис. 15.5[2] определяем масштабный фактор Кd=0,62

По графику рис. 15.5[2] для шлифованного вала эффективный коэффициент концентрации напряжения .

По формулам 15.4[2] с учетом 15.5 принимаем по формуле 15.6 , -коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

где амплитуды постоянных составляющих циклов напряжений.

Запас сопротивлений усталости только по изгибу.

Запас сопротивлений усталости только по кручению.

Определим запас сопротивления усталости.

Определяем запас сопротивления усталости II-II сечения, для этого определим изгибающий момент.

Напряжение изгиба.

Напряжение кручения.

Принимаем радиус галтели r=2 мм

Определим запас сопротивления усталости, но сначала найдем

r/d=0,002/0.07=0.3

- коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении.

Больше напряжено I-I сечение.

4.4 Расчет вала на статическую прочность

Проверяем статическую прочность при нагрузках – формула 15.8[2]. При

перегрузках напряжения удваиваются и для I-I сечения

Определим допускаемое напряжение.

Тогда эквивалентные напряжения.

Условие прочности выполняется.

4.5 Проверка жесткости вала

Прогиб в верхней плоскости от силы Fr

От момента Ма прогиб равен нулю. Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Fr и Fм

Суммарный прогиб равен

Допускаемый прогиб равен

Условие прочности и жесткости выполняется.

5 Выбор подшипников качения

Частота вращения вала в месте установки подшипников

допускается двукратные перегрузки, температура подшипника t<100 C.

Реакции опор:

Учитывая сравнительно небольшую силу Fa, предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники узкой средней серии, условное обозначение 314

5.1 Проверочный расчет подшипников качения левой опоры

-эквивалентная нагрузка

где: Fa/C0=0,021 => l=0,21

Исходя из условия Fa/VFr=0,067<l=0,21

Выбираем Х=1 ; Y=1 – коэффициент радиальной и осевой нагрузок.

- коэффициент безопасности, - температурный коэффициент.

Найдем динамическую грузоподъемность, если а1=1 – коэффициент учитывающий вероятность безотказной работы а2=1 ир=3

Паспортное значение С превышает потребное. Целесообразно замена подшипника на легкую серию, условное обозначение 214 у которого С=618000 Н. Проверяем расчет Fa/C0=0,035 ; l=0,23. Т.к. Fa/VFr по прежнему меньше l, дальнейший расчет сохраняется.

5.2 Проверка подшипников качения по статической грузоподъемности

По формуле 16.33[2] Х0=0,6 ; Y0=0,5 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок. Учтем также двукратную нагрузку

Р0=2(Х0Fr+Y0Fa)=2(0,6 19933,894+0,5 1325)=25245,67 Н<C0=37500 H

Условие соблюдается.

6 Расчет открытой зубчатой передачи

 Скачать реферат