Кинематическая схема привода винтового конвейера

     где σ_-1 = 0,43×σ_в=260 МПа – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба ,

         k_σ=1,66 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений ;

         ε_σ=0,85 – масштабный фактор для нормальных напряжений ,

         β=1 – коэффициент, учитывающий  влияние шероховатости поверхности ,

         σ_ν – амплитуда цикла нормальных напряжений,

     W_x=

мм³,

     σ_v=

МПа,

     где М_и - изгибающий момент, приложенный в опасном сечении.

     σ_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

                                                  σ_m=  

                                                          σ_m=  

     ψ_σ=0,2;

     s_σ=

.

     Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:

                                     s_τ= ,              

     где τ_-1=0,58×σ_-1=150 МПа – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,

         k_t=1,5 – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений ;

         ε_t=0,73 – масштабный фактор для касательных напряжений ,

         ψ_τ=0,1;

     W_К=

мм³;

     τ_ν=τ_м=

МПа;

     s_τ=

;

     s=

     s=10,14³ 2,5 поэтому условие прочности выполняется.

     5.Расчёт  подшипников

     5.1 Общие сведения

     Подшипники  качения являются наиболее широко применяемыми видами опор деталей механизмов и  машин. В отличие от подшипников  скольжения, в данных подшипниках  используется трение качения между  деталями. Основные критерии работоспособности  подшипников качения – динамическая и статическая грузоподъёмности.

     5.2 Проверка долговечности  подшипников ведущего  вала 

     Предварительно  назначаем подшипник шариковый  радиальный однорядный (легкая серия) ГОСТ 7242-81 – 80206

     Параметры данного шарикоподшипника:

     d=30 мм – внутренний диаметр;

     D=62 мм – наружный диаметр;

     В=16 мм – ширина колец;

     С=19,5 кН – динамическая грузоподьемность;

     С₀=10,0 кН – статическая грузоподьемность.

      

        При расчёте на статическую  грузоподъёмность проверяем, не  будет ли радиальная F_r и осевая F_а  нагрузки на подшипник превосходить статическую грузоподъёмность. Усилия на шестерне: F_a=0,352 кН; F_t=1,280 кН; F_r=0,483 кН.

                                       <C_o                                                    (5.1)

<12.

                                         

     Рассчитаем  подшипники на заданный ресурс

     Вычислим  эквивалентную динамическую нагрузку по формуле (9.3 [4]):

                                     P_Э=(V×X×F_r+Y×F_a)×K_б×K_T,                                  (5.2)

     где V -  коэффициент вращения кольца, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается – внутреннее или внешнее (V=1)

     е=0,26 – коэффициент осевого нагружения.

     Т.к. F_a/C₀=0,352/10=0,0352 то принимаем:

     X , Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (X=0,56; Y=1,71 табл. 9.18 [4]);

     K_б – коэффициент безопасности (K_б =1 табл. 9.19 [4])

     K_Т – коэффициент температурного режима работы подшипника (K_Т =1,25 табл. 9.20 [4])

     Определяем  динамическую нагрузку:

P_э=(1×0,56×483 + 1,71×352)×1×1,25=1090,8 Н

     Так как динамическая нагрузка для всех подшипников не превышает предельно  допустимого значения, то принимаем  предварительно выбранные подшипники.

     Определим номинальную долговечность выбранных  подшипников:

     L=

млн. об.

     L_n=

часов. 

     5.3 Проверка долговечности  подшипников ведомого  вала

     Предварительно  назначаем подшипник шариковый  радиальный однорядный (легкая серия) ГОСТ 7242-81 – 80208

     Параметры данного шарикоподшипника:

     d=40 мм – внутренний диаметр;

     D=80 мм – наружный диаметр;

     В=18 мм – ширина колец;

     С=32 кН – динамическая грузоподьемность;

     С₀=17,8 кН – статическая грузоподьемность.  

        При расчёте на статическую  грузоподъёмность проверяем, не  будет ли радиальная F_r и осевая F_а  нагрузки на подшипник превосходить статическую грузоподъёмность. Усилия на шестерне: F_a=1,703 кН; F_t=6,193 кН; F_r=2,337 кН.

                                      <C_o                  

<17,8.

                                         

     Рассчитаем  подшипники на заданный ресурс

     Вычислим  эквивалентную динамическую нагрузку:

                      P_Э=(V×X×F_r+Y×F_a)×K_б×K_T,          

     где V -  коэффициент вращения кольца, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается – внутреннее или внешнее (V=1)

     е=0,3 – коэффициент осевого нагружения.

     Т.к. F_a/C₀=1,703/17,8=0,0956 то принимаем:

     X , Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (X=0,56; Y=1,45)

     K_б – коэффициент безопасности (K_б =1)

     K_Т – коэффициент температурного режима работы подшипника (K_Т =1,25)

     Определяем  динамическую нагрузку:

P_э=(1×0,56×2337 + 1,45×1703)×1×1,25=4722,58 Н

     Так как динамическая нагрузка для всех подшипников не превышает предельно  допустимого значения, то принимаем  предварительно выбранные подшипники.

     Определим номинальную долговечность выбранных  подшипников:

     L=

млн. об.

     L_n=

часов. 

     6. Расчёт шпоночных  соединений

     6.1 Общие сведения

     Шпоночные соединения часто используются для  соединения вала с деталями, передающими  вращение. В данном редукторе целесообразно  использовать призматические шпонки, так как при расчёте шпоночного паза на смятие можно не  производить  расчёта шпонки на срез.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

       Для расчёта на смятие применяется  следующее выражение (формула 8.22 [4]):

                                           σ_см= < [σ]_см ,                          (6.1)

     где Т – крутящий момент в данном шпоночном соединении, равный величине крутящего момента на валу (см. части 1); d – диаметр вала в месте данного шпоночного паза; l – рабочая длина шпонки, h – высота шпонки, t₁ – высота шпонки, находящаяся в шпоночном пазе;  [σ]_см =100 МПа – предельное напряжения смятия.  

     Определим напряжение смятия для каждого шпоночного паза.

     Напряжение  смятия на ведущем  валу:

d=20мм; b×h=6×6 мм; t₁=3,5 мм; длина шпонки l=45 мм(при длине ступицы полумуфты l_ст=55 мм); момент на ведущем валу T₂=24·10³ Н·м.

     σ_см1=

МПа;

     Напряжение  смятия на ведомом  валу редуктора:

Момент на ведомом  валу редуктора Т₃=115,5 Н∙м.

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=34мм; b×h=10×8 мм; t₁=5 мм; длина шпонки l=40 мм (при длине ступицы колеса l_ст=50 мм).

                                  σ_см2= МПа;

Материал колеса Сталь 45.

Проверяем шпонку под полумуфтой:

d=43мм; b×h=12×8 мм; t₁=5 мм; длина шпонки l=40 мм (при длине ступицы l_ст=50 мм).

     σ_см2=

МПа;

     Так как все полученные величины σ_см меньше допустимого напряжения смятия, то шпоночные пазы выполнены верно. 

      7 Выбор муфты

     Муфты устанавливаются на выходные концы  валов механизмов для соединения с целью передачи крутящего усилия. При этом должна соблюдаться максимальная соосность валов, необходимая для длительного и спокойного режима работы оборудования. Однако, как правило, вследствие неточности монтажа и сборки валы устанавливаются с радиальными, угловыми и осевыми смещениями. Радиальные смещения при необходимости компенсируют применением компенсаторных подкладок, а радиальные смещения в горизонтальной плоскости уменьшают выверкой положения узлов на базовых плоскостях. Осевое смещение уменьшают выверкой осевого положения узлов. Угловое смещение компенсируется муфтой.

     Исходя  из данной конструкции привода применим муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП 2-24-20 ГОСТ 21424-75, где 2 – обозначение закрепления на шпонке, 24- предельный крутящий момент, 20 – диаметр вала, на который сажается муфта). Она получила повсеместное  распространение за счёт относительной простоты конструкции и удобства замены упругих элементов. МУВП выбираются исходя из геометрических параметров и необходимого крутящего момента, передаваемого от электродвигателя к редуктору (см. привод конструкции).