Привод ленточного транспортера (стр. 4 из 4)
σa = σи = Ми / (0,1* d3) = 13,6 МПа
σm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
σm = 4* Fa / (π * d2) = 0
ψσ = 0,25
Sσ = 10,05.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Sσ = τ-1/ [kτ*τa /(ετ*β) + ψτ*τm],
где τ-1 = 250 МПа – предел выносливости стали,
kτ = 1,48
ετ = 0,73
β = 0,95
τa = τm = 0,5* T / (0,2* d3) = 0,62 МПа
ψτ = 0,1
Sτ = 180,5.
S = 10,03 > [S].
Проверим выбор подшипника.
Посадочный диаметр d = 35 мм, лёгкая серия 207 (Сr = 25,5 кН, С0r = 13,7 кН).
Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов:
L = (Сr/P)p,
где Сr = 25,5 кН – динамическая грузоподъёмность по каталогу,
Р – эквивалентная динамическая нагрузка,
р = 3 – показатель степени для шарикоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
Lh = 106*L/ (60*n) = 106 * (Сr /P)p / (60*n)
Для определения эквивалентной нагрузки находим отношение:
Fa/(V*Fr) = 0 < e ,
значит X = 1, Y = 0; Кб = 1,4, Кт = 1.
Р = V*Fr *KБ*КТ = 3068,8 Н
L = 574,2 (млн.об.)
Lh = 56890 ч.
Т.к. Lh > [Lh] , то выбранный подшипник подходит
Тихоходный вал:
Fц = 4127 H
Ft = 5444 H
Fr = 2192 H
Fa = 2575 H
d1 = 86 мм
a = 125 мм
b = 125 мм
c = 80 мм
Найдём радиальные реакции в опорах вала:
FцY = Fц * cos300 = 3574 H
FцZ = Fц * sin300 = 2064 H
Вертикальная плоскость:
∑МВ = 0; FцZ*c + ZA*(а+b) - Fr*b = 0
ZA = - 436 H
∑МA = 0; FцZ*(a+b+c) + ZB*(a+b) + Fr*a = 0
ZB = - 4012 H
Горизонтальная плоскость:
∑МВ = 0; - YA* (a+b) - Ft * b - FцY*c = 0
YA = - 3866 H
∑МA = 0; Ft * a + YB* (a+b) - FцZ*(a+b+c) = 0
YB = 1996 H
Суммарные радиальные реакции:
RA = √( YA2 + ZA2) = 3890 Н
RВ = √( YВ2 + ZВ2) = 4481 Н
Эпюры изгибающих моментов:
Мy :
AC: 0 ≤ х1 ≤ a; Мy (х1) = ZA * х1 ,
Мy (0) = 0, Мy (a) = - 54,5 Н*м
DB: 0 ≤ х2 ≤ c; Мy (х2) = - FцZ* х2,
Мy (0) = 0, Мy (c) = - 165 Н*м
BC: 0 ≤ х3 ≤ b; Мy (х3) = - FцZ* (c+х3) – ZB * x3,
Мy (0) = - 165 Н*м, Мy (b) = 78 Н*м
Мz :
AC: 0 ≤ х1 ≤ a; Мz (х1) = -YA* х1,
Мz (0) = 0, Мz (а) = - 483 Н*м
DB: 0 ≤ х2 ≤ c; Мz (х2) = FцY* х2,
Мz (0) = 0, Мz (c) = 286 Н*м
BC: 0 ≤ х3 ≤ b; Мz (х3) = FцY* (c+х2) - YВ* х3,
Мz (0) = 286 Н*м, Мz (b) = 483 Н*м
Эпюра крутящего момента T:
CB: 0 ≤ х ≤ b; T = Fa*0,5 d1 = 75 Н*м;
Эпюра суммарного изгибающего момента МИ:
МИ = √(Мy2 + Мz2)
МИ (A) = МИ (D) = 0; МИ (C) = 975 Н*м.; МИ (B) = 330 Н*м.
Проверка вала по напряжениям изгиба:
Mэк = Mэк (D) = √( МИ2 + Т2) = 978 Н*м.
32*Mэк/(π*d13) ≤ [σ]F
51 МПа ≤ [σ]F
Расчет вала на сопротивление усталости.
Проверочный расчет вала, заключающийся в определении коэффициента прочности в опасном сечении, выполняют по формуле:
S = Sσ * Sτ / √( Sσ2 + Sτ2) ≥ [S]
Допускаемый коэффициент запаса прочности:
[S] = 1,5 ÷ 2,5
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Sσ = σ-1/ [kσ*σa /(εσ*β) + ψσ*σm],
где σ-1 = 420 МПа – предел выносливости стали,
kσ = 1,8 - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,
εσ = 0,7 – масштабный фактор для нормальных напряжений,
β = 0,95 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости,
σa – амплитуда цикла нормальных напряжений:
σa = σи = Ми / (0,1* d3) = 50 МПа
σm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
σm = 4* Fa / (π * d2) = 0
ψσ = 0,25
Sσ = 3,1.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Sσ = τ-1/ [kτ*τa /(ετ*β) + ψτ*τm],
где τ-1 = 250 МПа – предел выносливости стали,
kσ = 1,37
ετ = 0,7
β = 0,95
τa = τm = 0,5* T / (0,2* d3) = 0,96 МПа
ψτ = 0,1
Sτ = 120,6.
S = 3,1 > [S].
Проверим выбор подшипника.
Посадочный диаметр d = 50 мм, лёгкая серия 7210 (Сr = 56 кН, С0r = 40 кН).
Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов:
L = (Сr/P)p,
где Сr = 56 кН – динамическая грузоподъёмность по каталогу,
Р – эквивалентная динамическая нагрузка,
р = 10/3 – показатель степени для роликоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
Lh = 106*L/ (60*n) = 106 * (Сr /P)p / (60*n)
Для определения эквивалентной нагрузки находим отношение:
Fa/(V*Fr) = 0 < e ,
значит X = 1, Y = 0, ( e = 0,374); Кб = 1,4, Кт = 1.
Р = V*Fr *KБ*КТ = 3068,8 Н
L = 15998 (млн.об.)
Lh = 5235290 ч.
Т.к. Lh > [Lh] , то выбранный подшипник подходит
Момент инерции сечения:
Модуль упругости:
Допустимые значения углов поворота в местах расположения подшипников:
Допустимый прогиб валов под колесами:
(для цилиндрических зубчатых колес); 
Углы поворота и прогибы от действия силы Ft:
Углы поворота и прогибы от действия силы Fk:
Углы поворота от действия силы FY:
Суммарный угол поворота сечения:
, 
, 
Суммарный прогиб точки В:
Ни в одном из сечений углы поворота и прогибы не превышают допустимых значений.
УСТАНОВКА КОЛЁС НА ВАЛАХ
1) Подбор посадки с натягом для тихоходного вала:
Тном = 498 Н*м – вращающий момент на колесе,
d = 60 мм – диаметр соединения,
dст = 80 мм – диаметр ступицы колеса,
l = 92 мм – длина сопряжения
Среднее контактное давление:
P = 2*103*К*Т/(π*d2*l*f),
где К – коэффициент запаса сцепления (К = 3,5)
P = 2*103*3*498/( π*502*92*0,14) = 23,93 МПа
Деформация деталей:
δ = 103*Р*d*(C1/E1 + C2/E2) = 31,25 мкм
С1 = (1 + (d1/d)2)/(1 - (d1/d)2)) – μ1 = 0,7
C2 = (1 + (d/d2)2)/(1 - (d/d2)2)) + μ2 = 3,87
E1 = E2 = 2,1*105
Поправка на обмятие микронеровностей:
u = 5,5*(Ra1 + Ra2) = 5,5*(0,8+0,8) = 8,8 мкм,
где Ra1 и Ra2 - средние арифметические отклонения профиля поверхностей.
Минимальный натяг, необходимый для передачи вращающего момента:
[N]min ≥ δ + u = 26,92 + 8,8 = 40,05 мкм
Максимальный натяг, допускаемый прочностью ступицы:
[N]max ≤ [δ]max + u = 223,09 мкм,
где [δ]max = [P]max* δ/P = 214,29 мкм – максимальная деформация;
[P]max = 0,5*σт2*(1 - (d/d2)2)) = 164,06 МПа – максимальное давление;
σт2 =750 МПа – предел текучести охватывающей детали.
Выбираем посадку: Н7/u7
Сила запрессовки:
FП = π*d*l*Pmax*fП = π*60*92*101,35*0,2 = 263,42 кН
Pmax = (Nmax – u)*P/ δ = 75,95 МПа
Температура нагрева охватывающей детали:
t = 200 + (Nmax + Zсб)/(103*d*α2) = 200 + (108 + 10)/(103*60*12*10-6) = 1840C
2) Расчет шпоночных соединений:
Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие:
σсм = 2*Т/(d*lp*(h – t1)) ≤ [σ]см,
где Т – передаваемый вращающий момент,
d – диаметр вала в месте установки шпонки,
lр = l – b – рабочая длина шпонки,
[σ]см = 100 МПа – допускаемое напряжение смятия.
Для промежуточного вала:
Т = 156,59 Н*м,d = 40 мм,lр = 33 мм,h = 8 мм,t1 = 5 мм,b = 12 мм
σсм = 79 МПа < 100 МПа
Шпонки устанавливаем с натягом Н7/р6.
РАСЧЕТ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ
Предохранительные муфты с разрушающимся элементом применяют для предохранения от маловероятных перегрузок. Момент передается от одной муфты к другой двумя стальными штифтами, работающими на срез. Штифты срезаются при перегрузке. Для дальнейшего применения муфты срезанные штифты следует заменить новыми.
Во избежание случайных выключений за расчетный принимают момент
Tp = 1,25*Tmax = 1130,5 Н*м,
где Tmax = 904,37 Н*м – максимальный передаваемый момент при нормальной работе машины.
Расчетный (разрушающий) момент муфты:
Tp = (z*π*d2*τв ср*R) / (103*k*4),
откуда диаметр штифта в месте разрушения:
d = √[(4*103*Tp*k) / (π*z*τв ср*R)],
где z = 2 – число штифтов,
R = мм – радиус окружности расположения сечений среза штифта,
k = 1,2 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки,
τв ср = с*σв – предел прочности штифта на срез (с = 0,8):
τв ср = 0,8*900 = 720 МПа.
d = 3,5 мм.
Список использованной литературы.
1. Мингазов М.Г. и др. «Проектирование механических передач». Учебное пособие для вузов. – Наб.Челны: Изд-во КамПИ, 2003г.
2. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» – М.: Высшая школа,1985г.
3. Шейблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» - М.: Высшая школа, 1980г.
4. Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник для студентов машиностроит. спец. вузов. – М.: Машиностроение, 1988г.
5. Решетов Д.Н. «Детали машин». Учебник для вузов. Изд.4-е. - М., Машиностроение, 1989г.
6. А.Т. Батурин и др.«Детали машин». Изд.5-е. - М., Машиностроение, 1968г.