Проект привода цепного конвейера (стр. 6 из 7)
Рис. 8.1.
Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.
Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].
В качестве материала шпонок используем – Сталь 45, нормализованную [σзм] = 140 МПа и [τзр] = 100 МПа, с. 191, [1].
Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1
Таблица 81
Параметры и размеры шпоночных соединений
| Номер вала и название шпонки | Диам. вала d1 мм | Мкр, Нм | Размеры шпонки, мм | ||||
| b | h | l | t1 | t2 | |||
| 2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи | 50 | 458,5 | 18 | 11 | 80 | 7 | 4,4 |
| 2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени | 55 | 458,5 | 20 | 12 | 90 | 7,5 | 4,9 |
| 3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени | 75 | 1740 | 22 | 14 | 100 | 9 | 5,4 |
| 3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени | 75 | 1740 | 22 | 14 | 100 | 9 | 5,4 |
| 4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени | 130 | 6542 | 36 | 20 | 180 | 12 | 8,4 |
| 4 – шпонка под зубчатую муфту | 110 | 6542 | 32 | 18 | 150 | 11 | 7,4 |
При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.
По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо – цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.
Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.
Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].
Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].
Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l1 = 108мм, l2= 184мм иl3= 156мм.
После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.
Таблица 8.3
Результаты проверочного расчета шпонок на срез
| Номер вала и название шпонки |  | [σсм] |
| 2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи |  | 80 |
| 2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени |  | |
| 3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени |  | |
| 3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени |  | |
| 4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени |  | |
| 4 – шпонка под зубчатую муфту |  |
Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.
Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:
- вычерчиваем кинематическую схему привода;
- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К1, К2, К3, К4, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;
- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность
9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
9.1 Расчет вала на несущую способность
Силы, действующие на вал во время работы редуктора:
- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила Ftш = 20470 Н, Радиальная сила Frш =7928 Н; Осевая сила Faш =7450 Н.
- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени Ftk= 8651 Н; радиальная сила Frk= 3349 Н; осевая сила Fак = 3139 Н.
Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l1 = 108 мм, l2 = 184 мм,l3 = 156 мм.
Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:
- в вертикальной х0у
ΣМF(D) =0.
. 
RDX= RCX–Frш +Frk= 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н
- в горизонтальной zOx
ΣМF(D) =0
ΣМF(D) = - Ftш ∙(l1+l2)+ Ftk∙l1+ Rcz(l1 + l2 +l3 ) = 0
RDZ= - Rcz + Ftш +Ftk= - 11256 + 20470 – 8651 = 562Н
Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.
Момент изгиба в вертикальной плоскости:
в m.K3: МК3 = RDX· l1 =2683 · 0,108 = 290 Нм;
в m.K4: МК4 = RCX· l3 =7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;
Момент изгиба в горизонтальной плоскости
в m.K4: МК4 = RDz· l1 = 562 · 0,108 = 61Нм;
Суммарный момент изгиба определяется по формуле:
в m.K3:
в m.K4:
Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.
Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К4).
Значение эквивалентного момента в m.K4:
.
– коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала
– сталь 40. [σ1], σ0 - допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].
Определяем диаметр вала в опасном сечении:
Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Rа 40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d32 = 75мм.
Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете
d32 = 75,0мм, т.е. условие выполняется.
9.2 Расчет вала на прочность
Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений – переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.
- границы выносливости:
для напряжений изгиба при симметричном цикле: