Расчет и проектирование привода конвейера (стр. 5 из 6)
1åmАх=0;
-FОп·(a+b+с)-RВх·(a+b)+Ft·a=0;
-861·(0,055+0,055+0,08)+RВх·(0,055+0,055)-2615·0,055=0;
RВх=307,4/0,11;
RВх»2795Н
2åmВх=0;
RАх·(a+b)-Ft·b-Fоп·с= 0;
RАх=(2615×0,055+861×0,08)/0,11;
RАх»1934Н
Назначаем характерные точки 1,2,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-1934·0,055;
М2х=106Нм;
М3х= FОп ·с;
М3х=861·0,08;
М3х=69Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d/2;
ТII-II=2615×40×10-3/2;
ТII-II=52Нм.
Так как значения изгибающих и крутящих моментов значительно меньше, чем у ведомого вала расчет вала на прочность не проводим.
8 Подбор подшипников
8.1 Расчет подшипников червяка на долговечность
Исходные данные
n2=722мин-1;
dп3=30мм;
RАy=1Н;
RАх=1934Н;
RBy=2252Н;
RВх=2791Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
; (12.1)
; 
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.9).
; 
; 
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
; 
;Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.
Подшипник № 7306, у которого:
Dn2=72мм;
Вn2=21мм;
С0=40кН – статическая грузоподъемность;
С=29,9кН – динамическая грузоподъемность
е=0,34 – коэффициент осевого нагружения;
У=1,78 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения
;где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис.9 Схема нагружения вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83×e×Fr [1,c.216]
S1=0,83×0,34×3587;
S1=1012Н;
S2=0,83×0,34×1934;
S2=546Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=1012Н;
FaII=546+1012;
FaII=1558Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,4×1×1934+1,78×1558)×1,5×1; Fэ2=5146Н≈5,2кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2)Подставляем в формулу (12.2):
; 
ч.По заданию долговечность привода 3 года при двухсменной работе Lhmin=260х8х2х3=12500ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.
8.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Исходные данные
n2=72,2мин-1;
dп3=60мм;
RАy=2162Н;
RАх=3286Н;
RBy=436Н;
RВх=2558Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)
; 
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).
; 
; 
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
; 
;Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=60мм.
Подшипник № 7512, у которого:
Dn2=110мм;
Вn2=30мм;
С0=94кН – статическая грузоподъемность;
С=75кН – динамическая грузоподъемность
е=0,392 – коэффициент осевого нагружения;
У=1,528 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения
>егде V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4. Подшипники устанавливаем враспор.
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83×e×Fr [1,c.216]
S1=0,83×0,392×2595; S1=844Н;
S2=0,83×0,392×3933; S2=1280Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=844Н;
FaII=844+1280;
FaII=2124Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,4×1×3933+1,78×2124)×1,5×1;
Fэ2=8030Н=8,03кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2)Подставляем в формулу (12.2):
; 
ч.По заданию долговечность привода Lhmin=12500ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.
9. Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [3].
Рис.10 Сечение вала по шпонке
Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=8x7 мм2 при t=4мм (рис.10).
При длине ступицы шкива lш=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
(9.1)где Т – передаваемый момент, Н×мм; ТII=70570Н×мм
lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;
[s]см – допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2) вычисляем:
 |
Условие выполняется.
 |
10. Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала
Передаваемый момент Т3=232Нм=495300Нмм.
Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм.
При l1=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (9.1).
 |
Условие выполняется.
Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=7,5мм.
При l1=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см=70…100 МПа) и Т2=748Н×мм: