где: Fr1 = 2412,59 Н - радиальная нагрузка Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка V = 1 - (вращается внутреннее кольцо) Kσ = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1]) KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1]) Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e ≈ 0,18 Отношение > e ; X = 0,56 и Y = 2,34 Расчётная долговечность, млн.об Расчётная долговечность, час. что больше установленных ГОСТ 16162-85. Расчет ведомого вала Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий. Из предыдущих расчётов имеем: T 2 = 1027,93 Н м – крутящий момент n2 = 650 об/мин - число оборотов F t = 4454,13 Н – окружное усилие F r = 1650,05 Н – радиальное усилие F a = 308,56 Н – осевое усилие d 2 = 653,435 мм – делительный диаметр шестерни Материал вала: сталь 45, нормализованная HB 190 s в = 570 МПа – предел прочности s -1 = 0,43 х s в = 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при симметричном цикле изгиба t -1 = 0,58 х s -1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений l2 = 140 мм Определим опорные реакции в плоскости XZ Определим опорные реакции в плоскости YZ Проверка: Суммарные реакции: Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Намечаем радиальные шариковые подшипники 314 (по П.3. [1]): d = 70 мм ; D = 150 мм ; B = 35 мм ; r = 3,5 мм ; C = 104 кН ; Co = 63 кН Эквивалентная нагрузка определяется по формуле: где: Fr4 = 2522,73 Н - радиальная нагрузка Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка V = 1 - (вращается внутреннее кольцо) Kσ = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1]) KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1]) Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e ≈ 0,18 Отношение < e ; значит X = 1 и Y = 0 Расчётная долговечность, млн.об Расчётная долговечность, час. что больше установленных ГОСТ 16162-85. Определим изгибающие моменты в сечении С Плоскость YZ Плоскость XZ Суммарный изгибающий момент в сечении С 14. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]). Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле: Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм]=100-120 Мпа, при чугунной [σсм]=50-70 Мпа. Ведущий вал: d=50мм шпонка: ширина - b=14мм высота - h=9мм длина - l=50мм глубина паза вала - t1=5,5мм глубина паза втулки - t2=3,8мм фаска - s x 45о=0,3 Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T1=710 x 103 Н мм Материал для полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20. Ведомый вал: d=65мм шпонка: ширина - b=20мм высота - h=12мм длина - l=100мм глубина паза вала - t1=7,5мм глубина паза втулки - t2=4,9мм фаска - s x 45о=0,5 Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T1=1000 x 103 Н мм Обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Условие прочности выполняется. 15. Уточнённый расчёт валов Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсируещему). Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при условии s≥[s]. Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал. Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение. По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σв=780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитаем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла При d=50мм, b=14мм, t1=5,5мм (по табл. 8.5 [1]) Примем kτ=1,68 (табл. 8.5[1]), ετ=0,76 (табл. 8.8[1]) и ψτ=0,1 (стр. 166 [1]). ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 103 Н мм < ТБ < 710 х 103 Н мм. Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=170мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Изгибающий момент в вертикальной плоскости Суммарный изгибающий момент в сечении А-А ; среднее напряжение σm=0. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности получился близким к коэффициенту запаса sτ=5,41. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Такой большой запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной полумуфтой с валом электродвигателя. По этой причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости. Ведомый вал. Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45 нормализованная. По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σв=570 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Сечение А-А. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной канавки с напрессовкой колеса на вал. Коэффициент запаса прочности При d=75мм, b=22мм, t1=9мм, h=14, l=140 (по табл. 8.5 [1]) Примем kτ=1,49 (табл. 8.5[1]), kσ=1,59 (табл. 8.5[1]), ετ=0,67 (табл. 8.8[1]), εσ=0,775 (табл. 8.8[1]), ψτ=0,1 (стр. 166 [1]), ψσ=0,15 (стр. 166 [1]). Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 х 103 Н мм < ТБ < 250 х 103 Н мм. Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=100мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Изгибающий момент в вертикальной плоскости Суммарный изгибающий момент в сечении А-А ; среднее напряжение σm=0. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности Расчетная схема ведущего вала       d1  d2 . dд  С        l1 l1 L    X    M y   Z Z M x Y                T 1 Расчетная схема ведомого вала            C l2 l2 L X    My   Z Mx               Z Y |