Материал: Записка

7.12.потребное число звеньев цепи.

Принимаем

7.13.Уточнённое межосевое расстояние.

Полученное значение а’ уменьшаем на .

Окончательное значение межосевого расстояния:

7.14.Нагрузка на валы звёздочек.

7.Расстояния между деталями передачи

Зазор между поверхностями вращающихся колёс и стенками корпуса

,

где L-наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передачи,мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка

Принимаем b_o=40мм.

8.Расчет подшипников

8.1Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических прямозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.

9.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

9.1.Проведём расчёт тихоходного вала.

9.2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

Д

A

B

C

, , , .

10.3.Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. , . Отсюда находим, что .

2. - , . Получаем, что .

Выполним проверку: , , , . Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. , , , получаем, что .

4. , , , отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , – верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения: , .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности  , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где – расчётный коэффициент запаса прочности, и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как .

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. 10.2 лит. 3: – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3): , , где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.8 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.9 лит. 3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала: , .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: , где – расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: – условие выполняется.

10. Проверка долговечности подшипников.

10.1. Подшипники для входного вала.

Для червяка примем подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 50 мм, D = 130 мм, Т = 200.5 мм, e = 0.34,С = 49000 Н.

Из условия равновесия вала:

о т сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

о т сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

П олные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P₁ = (VXF_r1 + YF_r2)K_бKт , где

K_б = 1.3 – коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

K_т = 1.0 – температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P₁ = (0.41898 + 0.9296)1.31.0 = 338,2 (H)

Р есурс подшипника:

m =3.33 – показатель кривой выносливости.

L_{h тр} = 9460.8 ч – требуемая долговечность.

L_h1 > L_{h тр} , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

11.2. Подшипники для выходного вала.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7212A легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 55 мм, D = 105 мм, Т = 27 мм, e = 0.287, С = 58170 Н.

Из условия равновесия вала:

о т сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

о т сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft