Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов (стр. 4 из 8)

Определение действующих напряжений для расчета на изгиб
Наименование параметра	Обозначение	Формула	Значения
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений	YFS		Ш	4.13
			К	3.602
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий	KFβ		1.118
				Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку	KFV		1.276
Коэффициент нагрузки	KF		1.163
				Действующее изгибное напряжение, МПа	[σF]		Ш	219
К	191
Сравнение с допускаемым			Ш	-38
			К	-45

Табл. 15

Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки
Наименование параметра	Обозначение	Формула	Значения
Действующее максимальное контактное напряжение, МПа			1156
Сравнение с допускаемым, %			-46
Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа			482
			420
Сравнение с допускаемым, %			-55
			-65

Определяющим является расчет на контактную прочность зубьев. При расчете на контактную прочность недогрузка составляет -0.76% и -1.33% для быстроходной и тихоходной ступени соответственно. При расчете на изгибные и максимальные напряжения недогрузка колес более 50%. Это свидетельствует о том, что при увеличении изгибной и максимальной нагрузки даже на 50% не приведет к выходу из строя зубчатой передачи.

ленточный конвейер штучный груз

3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

3.1 Проектировочные расчеты валов

Определим диаметры валов из расчета только на кручение по следующей формуле:

- допускаемое касательное напряжение при кручении;

Т - вращающий момент на валу;

d – диаметр вала.

Для валов редукторов общего машиностроения условное допускаемое напряжение принимают из диапазона

МПа, мы примем его равным 40 МПа [7].

Определяем диаметр оси из условия изгибной прочности:

Где

- максимальный изгибающий момент;

- допускаемое напряжение;

- коэффициент полноты сечения .

Расчеты диаметров валов и осей занесены в таблицу 10.

Таблица 10

Диаметр быстроходного вала
(мм)	принимаем (мм)
Диаметр промежуточного вала
(мм)	принимаем (мм)
Диаметр тихоходного вала
(мм)	принимаем (мм)

После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию, т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем шпоночные пазы. Ступенчатая форма вала должна позволять свободно передвигаться каждой детали вдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочном месте в осевом направлении.

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

При выборе подшипников, на первом этапе конструирования редуктора исходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно с уточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузки подшипника пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболее рационально подшипники.

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники. Этот тип в основном предназначен для восприятия радиальных нагрузок, но может воспринимать и осевые нагрузки.

Опоры выполняем с простейшим осевым креплением. Один подшипник предотвращает осевое смещение вала в одном направлении, а другой – в другом. Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворот колец при динамических нагрузках. Применим упор в заплечик вала.

На быстроходный вал, в первом приближении, выбираем подшипник из тяжёлой серии:

405 ГОСТ 8338-75;

На промежуточный и тихоходный валы выбираем подшипник из тяжёлой и лёгкой серии:

на промежуточный:

407 ГОСТ 8338-75;

на тихоходный:

214 ГОСТ 8338-75.

3.3 Составление компоновочной схемы

Рис.2 1-быстроходный вал; 2-первая ступень редуктора; 3-вторая ступень редуктора; 4-тихоходный вал; 5-подшипники тихоходного вала; 6-подшипники промежуточного вала; 7-подшипники быстроходного вала; 8-промежуточный вал

4. ВЫБОР МУФТ

Стандартизованные муфты подбираются по допускаемому вращающему моменту и диаметру валов, так же учитываются габариты.

Основная характеристика муфты – расчетный вращающий момент

, где - коэффициент режима работы.