Привод к ленточному конвейеру (стр. 4 из 5)

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 52 = 1,8; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 8,59 = 10,6

S = SσSτ /

= 1,8 · 10,6 / = 1,77 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 15713 H; осевая нагрузка Pa1 = Fa1 = 4066 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3;

КТ = 1 [3].

Отношение Fa1 / Со = 4066 / 50000 = 0,08; этой величине соответствует е = 0,35.

Отношение Рa1 / Pr1 = 4066 / 15713 = 0,26 < е; Х = 1; Y= 0.

Рэ = (1·15713 + 0· 4066) · 1,3 = 20427 H < С = 62700 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3,33 = (62700/20427)3,33 = 110 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 110·106/60·227,8 = 2,52·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

9 Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

Ft2 = 4935 H, Fr2 = 4066 H, Fa2 = 434 H, d2 = 180 мм.

Ft3 = 9874 H, Fr3 = Ft3 tgα/cosβ = 9874 · tg20° / cos6,4° = 3616 H, Fa3 = Ft3 tgβ = 9874 · tg6,4°= 1108 H, d3 = 80 мм.

d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz:

RDX = (-Fr3d + Fr2(d+e) + Fa2d2/2 - Fa3d3/2)/(d+e+f) =(-3616·70 + 4066·184 ++ 434·90 – 1108 · 40)/244,5 = 2003 Н;

RCX = (Fr2f – Fr3(f+e) - Fa2d2/2 + Fa3d3/2)/(d+e+f) =(4066·60,5 - 3616·174,5 - 434·90 + 1108 · 40)/244,5 = -1553 Н;

Проверка: RDX + RCX + Fr3 – Fr2 = 2003 - 1553 + 3616 – 4066 = 0.

в плоскости yz:

RDY = (Ft3d + Ft2(d+e))/(d+e+f) =(9874·70 + 4935·184)/244,5 = 6541 Н;

RCY = (Ft2f + Ft3(f+e))/(d+e+f) =(4935·60,5 + 9874·174,5)/244,5 = 8268 Н;

Проверка: RDY + RCY – Ft3 - Ft2 = 6541 + 8268 – 9874 - 4935 = 0.

Суммарные реакции:

RD =

= = 6841 H;

RC =

= = 8413 H;

Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = RDX(e+f) – Fr2e - Fa2d2/2 = 2003 · 0,1745 – 4066 · 0,114 – 434 · 0,09= -153,1 Н·м;

Мх = RDY(e+f) – Ft2e = 6541 · 0,1745 – 4935 · 0,114 = 578,8 Н·м;

Мсеч =

= = 599 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1dпр3 = 599 · 103 / 0,1 · 463 = 61,5 МПа

τа = τк /2 = M2 / 2 · 0,2dпр3 = 380 · 103 / 0,4 · 463 = 9,8 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 61,5 = 1,5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 9,8 = 9,3

S = SσSτ /

= 9,3 · 1,5 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 8413 H; осевая нагрузка Pa1 = 674 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3;

КТ = 1 [3].

Отношение Pa1 / Со = 674 / 40000 = 0,017; этой величине соответствует е = 0,30.

Отношение Рa1 / Pr1 = 674 / 8413 = 0,08 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·8413 + 0· 674) · 1,3 = 10937 H < С = 58300 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (58300/10937)3,33 = 263 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 263·106/60·113,9 = 3,8·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

10 Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

Ft = 9874 H, Fr = 3616 H, Fa = 1108 H, d = 239 мм.

a = 174,5 мм, b = 70 мм, c = 58 мм.

Усилие от муфты: FM = 125

= 125 = 4294 H

Реакции опор:

в плоскости xz:

RAX = (Ftb + FMc)/(a+b) =(9874·70 + 4294·58)/244,5 = 3846 Н;

RBX = (Fta – FM(a+b+c))/(a+b) =(9874·174,5 - 4294·302,5)/244,5 = 1734 Н;

Проверка: RAX + RBX + FM – Ft = 3846 + 1734 + 4294 – 9874 = 0.

в плоскости yz:

RAY = (Frb - Fad/2)/(a+b) =(3616·70 - 1108·119,5)/244,5 = 494 Н;

RBY = (Fra + Fad/2)/(a+b) =(3616·174,5 + 1108·119,5)/244,5 = 3122 Н;

Проверка: RAY + RBY – Fr = 494 + 3122 – 3616= 0.

Суммарные реакции:

RA =

= = 3878 H;

RB =

= = 3571 H;

Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = RAY a + Fad/2 = 494 · 0,1745 + 1108 · 0,1195 = 219 Н·м;

Мх = RAXa = 3846 · 0,1745 = 671 Н·м;

Мсеч =

= = 706 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1dпр3 = 706 · 103 / 0,1 · 703 = 20,5 МПа

τа = τк /2 = M3 / 2 · 0,2dпр3 = 1180 · 103 / 0,4 · 703 = 8,6 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 20,5 = 4,6; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 8,6 = 10,6

S = SσSτ /

= 4,6 · 10,6 / = 4,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 3878 H; осевая нагрузка Pa1 = 1108 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3;

КТ = 1 [3].

Отношение Pa1 / Со = 1108 / 70000 = 0,016; этой величине соответствует е = 0,30.

Отношение Рa1 / Pr1 = 1108 / 3878 = 0,29 < е; Х = 1; Y = 0.

Рэ = (1·3878 + 0· 1108) · 1,3 = 5041 H < С = 91300 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (91300/5041)3,33 = 1007 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 1007·106/60·38 = 44·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

11 Расчет приводного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные для расчета:

m = 800 мм, n = 58 мм.

Усилие от муфты: FM = 125

= 125 = 4294 H

Реакции опор:

в плоскости xz:

RKX = FMn/m = 4294·58/800 = 311 Н;

RMX = - FM(m+n)/m = - 4294·858/800 = - 4605 Н;

Проверка: RKX + RMX + FM = 311 - 4605 + 4294 = 0.

Реакции опор:

RК = 311 H;

RМ = 4605 H;

Опасное сечение – опора М.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Мх = RКXm = 311 · 0,8 = 249 Н·м;

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1dпр3 = 249 · 103 / 0,1 · 603 = 11,5 МПа

τа = τк /2 = Mвых / 2 · 0,2dпр3 = 1150 · 103 / 0,4 · 603 = 13,3 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2];

KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 11,5 = 8,2; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 13,3 = 6,8

S = SσSτ /

= 8,2 · 6,8 / = 5,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Расчет подшипника.

Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.

Эквивалентная нагрузка:

Рэ = (XVPr1 + YPa1)KбKT,

в которой радиальная нагрузка Pr1 = 4605 H; осевая нагрузка Pa1 = 0 H;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Kб = 1,3;

КТ = 1 [3].

Рэ = 4605 · 1,3 = 5987 H < С = 81900 Н

Расчетная долговечность, млн. об:

L = (C/Pэ)3 = (81900/5987)3= 1053 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L·106/60n = 1053·106/60·38 = 46·104 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.

12 Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по [1] (табл. 11.1):

V = 0,92 м/с; [σ]H = 640 МПа – V50° = 60 мм2/с

По [1] (табл. 11.2) принимаем масло индустриальное И-70А, у которого

V50°C = 65-75 мм2/с.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

13 Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σсм = 2М / d(l – b)(h – t1) < [σ]см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 40, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 220 · 103 / 40 · (40 – 12)(8 – 5) = 119 МПа < [σ]см

Промежуточный вал Ø46 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t1 = 5,5 мм.

σсм = 2 · 380 · 103 / 46 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 118 МПа < [σ]см

Тихоходный вал Ø52 мм, шпонка 16 × 10 × 70, t1 = 6 мм.

σсм = 2 · 1180 · 103 / 52 · (70 – 16)(10 – 6) = 119 МПа < [σ]см

Тихоходный вал Ø70 мм, шпонка 20 × 12 × 70, t1 = 7,5 мм.