Привод ленточного конвейера (стр. 4 из 5)

(96)

Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо):

(97)

Суммарные реакции в опорах:

(98)

(99)

Расчёт вала на выносливость

Материал вала сталь 45 нормализованная (

=610 МПа, =360 МПа).

Пределы выносливости стали 45:

при изгибе

=0,43 =0,43×610=262,3МПа (100)

при кручении

=0,58 =0,58×260=152,1МПа (101)

Нормальные напряжения для сечения под червячным колесом:

σ_а = σ_И = М_и/W(101)

где W-момент сопротивления для сечения со шпоночной канавкой:

(102)

Для вала d=55мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b= 20мм, глубина канавки t= 7,5 мм. Тогда W=29472 мм³,

σ_а = σ_И = 698,5 · 10³ / 29472 = 23,7 МПа.

Касательные напряжения отнулевого цикла для сечения под червячным колесом:

(103)

где W_к - момент сопротивления при кручении:

(104)

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка для стали 45 с пределом прочности менее 700МПа) (таблица 13.2 [3]):

К

=1,75 ; К =1,5

Масштабные факторы для вала d=60мм (таблица 13.3 [3]):

ε

=0,76; ε =0,65

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей (таблица 13.4 [3]):

Ψ

=0,2 ; Ψ =0,1

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(105)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(106)

Общий коэффициент запаса прочности:

n =

= =4,37 [n]=1,5 (107)

Таким образом, прочность и жёсткость обеспечены.

7. Выбор подшипников качения

Так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки, то выбираем роликовые конические подшипники лёгкой серии по ГОСТ 333-79 (для выходного вала принимаем подшипники средней серии).

Таблица 2- Подшипники роликовые конические ГОСТ 333-79

Назначение вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм			Грузоподъёмность, кН
		d	D	b	Cст	Cд
Быстроходный	7204	20	47	14	19,1	13,3
Прмежуточный	7205	25	52	15	23,8	17,3
	32305	25	62	17	22,2	14,5
Тихоходный	7313	65	140	33	146	112

7.1 Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала

Расчет производим для наиболее нагруженного подшипника (левый – опора А). На подшипники действуют радиальная нагрузка R_a = 7,05 кH; осевая сила Fα= 0,667 кН; частота вращения вала n₄=17,4 мин^-1. Требуемая долговечность L_h= 1044 ч.

По диаметру принятому в проектном расчёте d_п=65мм предварительно принимаем подшипник конический средней серии № 7313 по ТУ 37.006.162-89, у которого: d=65мм; D=140мм; b=33мм; C_ст=146 кН; C_д=112кН.

Определяем приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращающемся внутреннем кольце V = 1 и найдя по таблице 7.10.6 [2] значения коэффициента е:

е = 0,34

Величина соотношения

(108)

Так как, следовательно:

Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 0 – коэффициент осевой нагрузки.

Выполняем проверочный расчет. По формуле 16.38 [1]

(109)

где F_ri– радиальная нагрузка i-го подшипника, Н.

Принимаем F_a2 = S₂ = 647Н и по формуле 16.36 [1] получим

(110)

F_a1>S₁, следовательно силы найдены правильно.

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку

(111)

где F_r = R_a – радиальная нагрузка;

К_д – коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки. Примем спокойную нагрузку, К_д = 1.

Кт — коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (t < 100°), К_Т = 1.

Определяем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность

(112)

где р = 3,33 – для роликоподшипников.

У принятого нами подшипника С=112 кН, что больше чем Стр =14,4кН. Следовательно, окончательно принимаем подшипник конический средней серии № 7313.

8. Расчёт шпоночных соединений

В соответствии с СТ СЭВ 189-79 по диаметрам валов редуктора выбираем шпонки, размеры которых сведены в таблицу.

Таблица 3- Размеры сечений шпонок

Диаметр валаd , мм	Размеры сечений шпонок , мм		Крутящий момент на валах Т, Нм
	b	h
16	5	5	6,34
20	6	6	25,13
60	18	11	758,29
70	20	12	758,29

Расчет шпонок по допускаемым напряжениям 6.1 и 6.2 [1]:

Напряжения смятия:

(113)

где [s_см]=90…120МПа;

Находим длину рабочей длины шпонки исходя из допускаемых напряжений смятия и проверяем шпонку на напряжения среза

[t]=100 МПа

(114)

Расчет шпонки на быстроходном валу:

l_р1=4×T₁/(h₁×[s_см]×d₁)=4×6,34×10³/(5×90×16)=3,5 мм

В соответствии с СТ СЭВ 189-79 и из конструктивных соображений принимаем l₁=20 мм

t=2×T/(b₁×l_р1×d₁)=2×6,34×10³/(5×20×16)=7,9 МПа£[t] =100 МПа,

Расчет шпонки на промежуточном валу:

l_р2=4×T/(h₂×[s_см]×d₂)=4×25,13×10³/(6×90×20)=9,3 мм

В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и из конструктивных соображений принимаем l₂=10 мм

t=2×T/(b₂×l_р2×d₂)=2×25,13×10³/(6×10×20)=41,9 МПа£[t] = 100 МПа,

Расчет шпонки на выходном конце тихоходного вала:

l_р3=4×T/(h₃×[s_см]×d₃)=4×758,29×10³/(11×90×60)=51,1 мм

В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и из конструктивных соображений принимаем l₃=70 мм

t=2×T/(b₃×l_р3×d₃)=2×758,29×10³/(18×70×60)=29,6 МПа£[t] =100 МПа,

Расчет шпонки под червячным колесом на тихоходном валу:

l_р4=4×T/(h₄×[s_см]×d₄)=4×758,29×10³/(12×90×70)=40 мм

В соответствии с СТ СЭВ 189-75 и конструктивных соображений принимаем l₄=80 мм

t=2×T/(b₄×lр₄×d₄)=2×758,29×10³/(20×80×70)=13,5 МПа£[t] =100 МПа,

9. Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом используем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-94.

Расчетная схема показана на рис. 4.

Рисунок 4 – Расчетная схема для определения напряжений смятия в зубчатой муфте

Работоспособность муфты определяется по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев (17.7 [1]):