Проектирование привода ленточного конвейера

б) Вал 3

1. Определяем реакции опор, для этого составляем уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

Плоскость H

-F_r1∙50  + F_r2∙130 +R_B^H∙184 =0;

R_B^H =(F_r1∙50-F_r2∙130)/184 =(721,72∙50-1465,23∙130)/184=- 839,097 H;

-R_A^H∙184+ F_r1∙134 – F_r2∙54 =0;

R_A^H = (F_r1∙134–F_r2∙54)/184=(721,72∙134 -1464,23∙54)/184= 95,587 Н;

Проверка:

R_A^H – F_r1 -R_B^H +F_r2=0;

95,587 –  721,72 – 839,097+1465,23 =0;

Плоскость V

-F_t1∙50 - F_t2∙130 +R_B^V∙184=0;

R_B^V = (F_t1∙50+ F_t2∙130)/184=(1910∙50-4025,7∙130)/184= 3363,26 Н;

- R_A^V ∙184+F_t1∙134 + F_t2∙54=0;

R_A^V =( F_t1∙134+ F_t2∙54)/184=(1910∙134+4025,7∙54)/184=2572,43 Н;

Проверка:

- F_t1 +R_A^V -F_t2 + R_B^V =0;

-1910 +2572,43 – 4025,7 + 3363,26 =0;

2. Определяем  полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B :

 Н

 Н

3. Определяем  изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов: в плоскости H – M_ИH; в плоскости V – M_ИV

4. Определяем  суммарные изгибающие моменты  M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И

 Н∙м 

 Н∙м

5. Строим эпюру  крутящих моментов T передаваемых валом

6. Вычисляем  эквивалентные изгибающие моменты  M_экв в характерных точках вала   , построением эпюры

 Н∙м

 Н∙м

 Н∙м

 Н∙м 

  Строим  эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала на рисунке 3 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                                   

          Рисунок 3  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

в)  Вал 4

1.Определяем  реакции опор, для этого составляем  уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

Плоскость H

-F_r2∙132 +R_B^H ∙187+F_цеп. ∙267=0;

R_B^Н =( F_r2∙132- F_цеп. ∙267)/132=(1465,23∙132 – 4488∙267)/187 = -5373,72 H;

-R_A^H∙187+ F_r2∙55 +F_цеп. ∙80=0;

R_A^H =( F_r2∙55 +F_цеп. ∙80)/187=(1465,23∙55+4488∙80)/187=2350,95 Н;

Проверка:

R_A^H - F_r2 - R_B^H +F_цеп.=0;

2350,95 -1465,23 – 5373,72+4488=0; 

Плоскость V

F_t∙132 + R_B^V∙187 =0;

R_B^V = F_t∙132/187 = - 4025,7∙132/187 =-2841,67 Н;

-R_A^V∙187 - F_t∙55=0;

 R_A^V = - F_t∙55/187 =-4025,7∙55/187= -1184,03 Н;

Проверка:

-R_A^V - R_B^V + F_t =0;

-1184,03 +4025,7 – 2841,67=0;

2. Определяем  полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B :

 Н

 Н

3. Определяем  изгибающие моменты в характерных  точках вала с построением  эпюры изгибающих моментов: в плоскости H – M_ИH; в плоскости V – M_ИV

4. Определяем  суммарные изгибающие моменты  M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И

H∙м

 Н∙м

5. Строим эпюру  крутящих моментов T передаваемых валом

6. Вычисляем  эквивалентные изгибающие моменты  M_экв в характерных точках вала   , построением эпюры

 Н∙м

 Н∙м

 Н∙м

Н∙м  

  Строим  эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала на рисунке 4 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рисунок 4 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Подбор подшипников [1]

                                 

 

Подшипник 1

1. Т.к. передача на вале прямозузубая, то для выбранного, из таблицы 7.10 [1], шарикового радиального однорядного подшипника с внутренним диаметром d=30мм (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки ).

Х=1.     У=0

2. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку по формуле:

P_r=[X∙V∙F_rб+Y∙F_a] ∙K_Д∙K_Т, где

K_Д – коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т – коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V – коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция

P_r=[X∙V∙F_rб+Y∙F_a] ∙K_Д∙K_Т=[1∙1∙1473,49] ∙1∙1=1473,49  Н

5. Определяем  и сравниваем долговечность подшипника  с долговечностью редуктора

, где

n – частота вращения кольца

m – показатель степени (для шариковых  m=3 )

C – динамическая грузоподъемность (табл. 7.10 [1] )

C_o=14кН – статическая грузоподьемность

Подшипник 2

1. Т.к.  передача на вале прямозубая, то для выбранного, из таблицы 7.10 [1], шарикового радиального однорядного подшипника с внутренним диаметром d=35мм (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки).

X=1; Y=0;

4. Определяем  эквивалентную динамическую радиальную  нагрузку по формуле:

P_r=[X∙V∙F_rб+Y∙F_a] ∙K_Д∙K_Т, где

K_Д – коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т – коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V – коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция

P_r=[X∙V∙F_rб+Y∙F_a] ∙K_Д∙K_Т=[1∙1∙3466,35] ∙1∙1=3466,35 Н

5. Определяем  и сравниваем долговечность подшипника  с долговечностью редуктора

, где

n – частота вращения кольца

m – показатель степени (для шариковых m=3 )

C – динамическая грузоподъемность (табл. 7.10 [1] )

С_о= 14 кН – статическая грузоподьемность

 

Подшипник 3

1. Т.к.  передача на вале прямозубая, то для выбранного, из таблицы 7.10 [1], шарикового радиального однорядного подшипника с внутренним диаметром d=45мм (X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки).

  X=1; Y=0;

4. Определяем  эквивалентную динамическую радиальную  нагрузку по формуле:

P_r=[X∙V∙F_rб+Y∙F_a] ∙K_Д∙K_Т, где

K_Д – коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [1])

K_Т – коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [1])

V – коэффициент вращения (V=1)

F_rб - наибольшая полная поперечная реакция

P_r=[X∙V∙F_rб+Y∙F_a] ∙K_Д∙K_Т=[1∙1∙6078,81] ∙1∙1=6078,81  Н

3. Определяем и сравниваем долговечность подшипника с долговечностью редуктора

, где

n – частота вращения кольца

m – показатель степени (для шариковых  m=3 )

C – динамическая грузоподъемность (табл. 7.10 [1] )

С_о = 32кН – статическая грузоподьемность

 

5. Проверка прочности шпоночных соединений [3] 

      Призматические  шпонки выбранные для редуктора, проверяем на смятие.  

1. Проверку  проводим для шпонки под ведомым  шкивом: