А_см = (0.94· 10 – 6)(27 – 16) = 37.4 мм².

Тогда по формуле (119):

Так как

< [σ_см], то шпонка проходит расчет.

Для третьего вала выбрана (рассчитывается только меньшая шпонка) шпонка.

20х12x50 ГОСТ 23360–78.

где данного вала F_t = 15777 Н,

А_см = (0.94· 12 – 7.5)(50 – 20) = 151.2 мм².

Тогда по формуле (119):

Так как

< [σ_см], то шпонка проходит расчет.

3 Технический проект

3.1 Проверка опасных сечений валов на долговечность

В качестве определяемого параметра используется коэффициент запаса, то есть должно выполняться условие:

S ≥ [S], (3.1.1)

где минимально допускаемый коэффициент [S] = 1.6…2.5.

Рассмотрение первого вала редуктора

Наиболее нагруженными сечениями вала, является сечение А и сечение В.

Сечение А – при увеличении изгибающего момента имеет значительное увеличение диаметра, поэтому не рассматривается.

Сечение В – это посадочное место под подшипник. Имеют место два концентратора напряжений: посадка с натягом и галтель. Более опасным является посадка с натягом, поэтому в качестве основного концентратора напряжений рассматривается она.

Определение пределов выносливости в опасном сечении вала

Основные прочностные характеристики приведены ранее;

с их учетом, по справочнику [4] определяются коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений, причем будем считать, что низкая шероховатость достигается путем шлифования: (К_σ)_D = 3.5; (К_τ)_D = 2.5.

Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям:

(3.1.2)

Предел выносливости по касательным напряжениям:

(3.1.3)

Определение напряжений в опасном сечении вала

Напряжения от изгиба

Для данного случая:

, (3.1.4)

где d – диаметр вала под подшипник, d =40 мм;

M – суммарный изгибающий момент. Так как имеет место только момент – относительно оси Х, то М = М_у = 105 Н·м.

Тогда:

Напряжения от кручения

Для данного случая:

, (3.1.5)

где d – диаметр вала под подшипник, d =40 мм;

M_к – Крутящий момент. Он был определен: М_к = 197 Н·м.

Тогда:

Определение коэффициента запаса

Для растяжения-сжатия:

(3.1.6)

Для кручения:

(3.1.7)

Тогда общий коэффициент:

, (3.1.8)

так как 6 > [S], то условие долговечности выполняется.

Рассмотрение второго вала редуктора в сечении Б

Концентратор напряжений – шпоночный паз, несмотря на меньшие напряжения, коэффициент запаса может получиться небольшим, так как диаметр вала невелик.

Определение пределов выносливости в опасном сечении вала

Для данного концентратора напряжений с учетом малой шероховатости и прочностных свойств материала находятся коэффициенты по справочнику [4]:

(К_σ)_D = 2.33; (К_τ)_D = 2.74.

Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям по формуле (3.1.2):

Предел выносливости по касательным напряжениям по формуле (3.1.3):

Определение напряжений в опасном сечении вала

Напряжения от изгиба

Для данного случая:

, (3.1.9)

где d – диаметр вала под колесо, d =61 мм;

t₁ – глубина паза, t₁ = 6 мм;

b – ширина паза, b =16 мм;

M – суммарный изгибающий момент, по теореме Пифагора:

(3.1.10)

Н·м.

Тогда:

Напряжения от кручения

Для данного случая:

, (3.1.11)

где d – диаметр вала под колесо, d =61 мм;

M_к – крутящий момент. Он был определен: М_к = 822 Н·м.

Тогда:

Определение коэффициента запаса

Для растяжения-сжатия по формуле (3.1.6):

Для кручения по формуле (3.1.7):

Тогда общий коэффициент по формуле (3.1.8):

так как

> [S], то условие долговечности выполняется.

Рассмотрение третьего вала редуктора в сечении А

Концентратор напряжений – шпоночный паз.

Определение пределов выносливости в опасном сечении вала

(К_σ)_D = 2.33; (К_τ)_D = 2.74.

Тогда предел выносливости по нормальным напряжениям по формуле (3.1.2):

Предел выносливости по касательным напряжениям по формуле (3.1.3):

Определение напряжений в опасном сечении вала

Напряжения от изгиба

d – диаметр вала под колесо, d =87 мм;

t₁ – глубина паза, t₁ = 7.5 мм;

b – ширина паза, b =20 мм;

M – суммарный изгибающий момент, по теореме Пифагора:

Н·м.

Тогда:

Напряжения от кручения

Для данного случая:

где d – диаметр вала под колесо, d =87 мм;

M_к – крутящий момент. Он был определен: М_к = 3155 Н·м.

Тогда:

Определение коэффициента запаса

Для растяжения-сжатия по формуле (3.1.6):

Для кручения по формуле (3.1.7):

Тогда общий коэффициент по формуле (3.1.8):

так как

> [S], то условие долговечности выполняется.

3.2 Конструкция рамы привода

Конструкция рамы показана на рисунке 3.2.1.

Рисунок 3.2.1

Рама состоит из пластины небольшой толщины, приваренных направляющих для салазок.

На раме имеются отверстия под крепление редуктора и самой рамы к фундаменту.

3.3 Обоснование основных посадок

Посадки для резьбовых соединений

Для резьбовых соединений применялись два типа посадок: с гарантированным зазором

для обеспечения легкости сборки и разборки;

с минимальным или нулевым зазором:

для обеспечения большей герметичности некоторых соединений.

Посадки гладких валов и отверстий

Посадки в соединениях с подшипниками:

Привод цепного конвейера 4 (стр. 7 из 8)

3 Технический проект