Проектирование привода (стр. 5 из 6)
Так как полученный диаметр меньше диаметра под зубчатым колесом, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 85 мм
Условие усталостной прочности имеет вид:
где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
гдеу-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
еу = 0,785 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
;где b=0,022 м – ширина шпоночного паза;
t1=0,009 м – глубина шпоночного паза;
уm=0;
шу = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,где ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
еф = 0,745 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
фm=0 МПа; шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена.
Сечение Б-Б
Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 755,6 Нм; МY= 0 Нм; Т=1511,2 Нм.
Суммарный момент равен:
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом сечении
,где [уИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 80 мм
Условие усталостной прочности имеет вид:
где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
Где у-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 2,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
в = 2,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
еу = 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
;уm=0;
шу = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,где ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,8 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);
в = 2,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
еф = 0,76 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);
;фm=0 МПа;
шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена.
7. Проверочный расчет подшипниковых опор
7.1 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала
7.1.1 Исходные данные:
частота вращения вала n = 487,5 об/мин,
требуемая долговечность подшипников L10h= 5256 часа
осевая сила FА = 0 Н
подшипник шариковый радиальный №210
7.1.2 Расчет опор
Реакция в левой опоре
,где YА = 5007,7 H; XА = -2366,8 H – реакции в опоре
Реакция в правой опоре
где YВ = 5007,7 Н; XВ = -2540,4 Н – реакции в опоре
Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим
Сr= 35100 Н, С0r= 19800 Н
Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки
РE1 = VFr1KуKT
РE2 = VFr2KуKT
где V= 1 - коэффициент вращения колеса;
Kу = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки
KT= 1 - температурный коэффициент
РE1 = 1·5538,8··1,2·1=6646,6 H
РE2 = 1·5615,2··1,2·1=6738,2 H
Для наиболее нагруженного 2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
Так как Стр< Сr(35097 < 35100), то предварительно намеченный подшипник подходит.
7.2 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала
7.2.1 Исходные данные:
частота вращения вала n = 125 об/мин,
требуемая долговечность подшипников L10h= 5256 часов
осевая сила FА = 0 Н
подшипник шариковый радиальный №216
7.2.2 Расчет опор
Реакция в левой опоре
,где YА = -9205,5 H; XА = 2098 H – реакции в опоре
Реакция в правой опоре
где YВ = 3507,7 Н; XВ = 2098 Н – реакции в опоре
Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим
Сr= 70200 Н, С0r= 45000 Н
Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки
РE1 = VFr1KуKT
РE2 = VFr2KуKT
где V= 1 - коэффициент вращения колеса;
Kу = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки
KT= 1 - температурный коэффициент
РE1 = 1·9441,5··1,2·1=11329,8 H
РE2 = 1·4087,2··1,2·1=4904,7 H
Для наиболее нагруженного 1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
Так как Стр< Сr(38559<70200), то предварительно намеченный подшипник подходит.
привод конвейер электродвигатель редуктор
8. Выбор и расчет шпоночных соединений
8.1 Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи
8.1.1 Исходные данные
диаметр вала d = 45 мм
крутящий момент Т = 403,5 Нм
8.1.2 Выбор шпонки
Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 14 мм,
высота шпонки h = 9 мм,
длина шпонки l = 63 мм,
глубина паза на валу t1 = 5,5 мм,
глубина паза ступицы t2 = 3,8 мм.
8.1.3 Расчет на смятие
Условие прочности на смятие
где [усм] - допускаемое напряжение на смятие; [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр - рабочая длина шпонки; lр = l - b = 63 - 14 = 49 мм.
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.1.4 Расчет на срез
Условие прочности на срез
,где [фср] - допускаемое напряжение на срез; [фср] = 100 МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.
8.2.1 Исходные данные
диаметр вала d = 85 мм
крутящий момент Т = 1511,2 Нм
8.2.2 Выбор шпонки
Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 22 мм,
высота шпонки h = 14 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1 = 9 мм,
глубина паза ступицы t2 = 5,4 мм.
8.2.3 Расчет на смятие
Условие прочности на смятие
где [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр = l - b = 90 - 22 = 68 мм.
следовательно, условие прочности обеспечено.
8.2.4 Расчет на срез
Условие прочности на срез
,