Расчет привода ленточного конвейера. 3

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ПЕРВОЕ ВЫСШЕЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ УЧЕБНОЕ  ЗАВЕДЕНИЕ РОССИИ

Государственное образовательное  учреждение высшего профессионального образования

Санкт-Петербургский  государственный горный институт им. Г.В.Плеханова

(технический университет)


 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТА)

 


По дисциплине:_________________________________________________________________ ______________________________________________________________________________

______________________________________________________________________________

(наименование  учебной дисциплины  согласно учебному  плану)

 


 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА


Тема:________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ ______________________________________________________________________________

 

 

 


Автор: студент гр.:   _____________             ____________________   /_______________/             

                                       (шифр группы)                                (подпись)                            (Ф.И.О.)

 

 

ОЦЕНКА:_______________

 

Дата: ___________________

 

ПРОВЕРИЛ


Руководитель проекта:  ___________          _____________________  /_______________/                  

                                                                 (должность)                                            (подпись)                                          (Ф.И.О.)

 

 

 

Санкт-Петербург

2012 

 

Задание

P3=41 кВт – мощность вращения на приводном валу конвейера

n3=60 мин-1 – частота вращения на приводном валу конвейера

Схема привода  ленточного конвейера (а) и график нагрузки (б)

1-барабан  конвейера;2-муфта;3-редуктор;4-муфта;5-электродвигатель

 

 

Аннотация

В данном курсовом проекте представлен  расчёт двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выходном валу редуктора, частоты вращения валов редуктора и рассчитанного коэффициента полезного действия (КПД), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.

The summary

In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output  to the shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed efficiency, choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource  of bearings is determined.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание.

 

 

 

 

 

 

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение  угловой скорости и повышение  вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Цилиндрические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых параллельны.

Редуктор состоит из корпуса, в  котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в  корпусе редуктора размещают  также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

В данном курсовом проекте необходимо: произвести кинематический расчёт передачи, выбрать материал зубчатых колес  и определить допускаемые  контактные и изгибные напряжения, определить  основные параметры  передачи, исходя из критерия контактной выносливости, рассчитать геометрию передачи, определить  окружную скорость в зацеплении, найти усилия, действующие в зацепление и проверить передачу на  контактную и изгибную выносливость, определить ориентировочный  диаметр  валов, ориентировочно наметить диаметры вала для установки на валах подшипников качения, выполнить  эскизную компоновку, рассчитать на прочность и выносливость валы  редуктора, определить ресурс выбранных ранее подшипников, произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валом.

Графическая  часть  представляет собой сборочный чертёж цилиндрического редуктора со спецификацией деталей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

1.1. Предварительный общий КПД  привода ленточного конвейера:

,

где КПД быстроходной ступени редуктора, для цилиндрической передачи (при степени точности 7-8);

       КПД муфты;

       КПД одной пары подшипников (при степени точности 7-8).

= 0,89

1.2. Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

P

=
,                                              P
=
= 46,07 кВт

По ГОСТ 19523-74 принят двигатель 4A250M8У3:

РЭД = 45 кВт – номинальная мощность электродвигателя;

n1 = 740 мин –1 – частота вращения вала;

2,0 - коэффициент перегрузки;

1.3. Общее передаточное  число привода конвейера:

;                     uред =
= 12,3

1.4. Разбивка общего передаточного  числа двухступенчатого цилиндрического соосного  редуктора:

                       uб = 1,2 ∙ = 4,21,    принято uб = 4,5

                ,                          uт = = 2,73, принято uт = 2,8

Общее передаточное число:

;                                  uоб. = 2,8 ∙ 4,5= 12,3

Отклонение от ранее принятого  значения:

   0%<4% 
1.5. Частоты вращения валов редуктора:

 740 мин –1;

,                                              = = 164,4 мин –1;

 ,                                            = = 58,7 мин –1.

1.6. Угловые скорости валов редуктора:

,          · 740 = 77,5 .

,         · 164,4= 17,2 .

,         · 58,7 =6,1 .

1.7. Вращающие моменты:

входного вала:

T1 = 9550 ∙ , ;              T1 = 9550 · = 569 Нм;                                            

промежуточного вала:

Т2= Т1 ∙ u ∙ h ∙ ;                                   Т2 = 569 ∙ 4,5 ∙ 0,97 ∙ 0,992 = 2434 Нм;

выходного вала:

Т3 = Т2 ∙ u ∙h ∙ ;                               Т3 = 2434 ∙ 2,8 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 6544 Нм.

 

  1. Расчет быстроходной цилиндрической ступени редуктора

2.1. Выбор материала зубчатых  колёс

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, приняты материалы со средними механическими  характеристиками  (см. табл. 3.2, [8]):

- для шестерни:  сталь                               : 45

                             термическая обработка: улучшение

                             твердость, HB               : 320

- для    колеса:     сталь                              : 45

                             термическая обработка: улучшение

                             твердость, HB               : 280

2.1.1. Пределы контактной и изгибной  выносливости зубьев 

шестерни:

= 2 ∙ НВı + 70 = 2 · 320 + 70 = 710 МПа;

= 1,8 ∙ НВı= 1,8 · 320   = 576 МПа. 

Колеса:

= 2 ∙ НВ₂+ 70 = 2 · 280 + 70 = 630 МПа;

= 1,8 ∙ НВ₂ = 1,8 · 280   = 504 МПа.

2.1.2. Определение коэффициента  эквивалентности режима нагружения:

 

при расчете на контактную выносливость:

;

0,15∙1,003+0,25∙0,703+0,60∙0,503= 0,31;

при расчете на изгибную выносливость:

;

0,15∙1,006+0,25∙0,706+0,60∙0,506 = 0,19;

где параметры режима нагружения по графику нагрузки.

2.1.3. Ресурс работы привода:

= 7 · 365 · 0,70 · 24 · 0,30 =  12877 ≈ 13000 часов.

2.1.4. Определение расчетного числа  циклов напряжений:

 

при расчете на контактную выносливость:

= 60·740·13000∙0,31= 179· циклов;

;

=60·164,4·13000∙0,31=40 · циклов.

при расчете на изгибную выносливость:

;

=60·740·13000∙0,19= 110· циклов;

;

=60·164,4·13000∙0,19= 24· циклов.

 

 

2.1.5. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 =  645 МПа.

для материалов колес:

· 1 = 573 МПа, где

SH min = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала (при термической обработки - улучшение).

ZN = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 20 · 106 – базовое число циклов напряжений (при термической обработке – улучшение).

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение определяется по формуле:                           [σн]=0,45([σнр₁]+[σнр₂]),

[σн]=0,45 · (645+ 573) = 548 МПа.

2.1.6.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 329 МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 288 МПа, где 

SFmin = 1,75 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

YN = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;

Yα = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки  (при одностороннем приложении нагрузки).

 

2.2. Расчет межосевого  расстояния редуктора по критерию контактной выносливости

2.2.1. Определение предварительного  межосевого расстояние зубчатых  колёс:

, где

Ка = 43,0  – числовой коэффициент (для косозубых колес);

ψba = 0,4 – коэффициенты ширины зубчатых колес;

kНβ = 1,4 – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии (зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев, расположения опор и коэффициента ψbd).

ψbd = ψba · = 0,4 · = 0,76

43,0 ∙ (4,5+ 1)
=  245мм.

 Полученное значение межосевого  расстояния зубчатых колёс округлено  до ближайшего значения по  ГОСТ 2185–81 [табл. 4.10 [8]],   250 мм.

2.2.2. Определение ширины венца зубчатого колеса.

0,4 · 245 = 98 мм. Принято 100 мм.

Для шестерни:

105 мм.

Полученное значение согласованно с ГОСТ 6636-69 Ряд  Ra40.

2.2.3.Определение модуля зуба.

  2,5 ¸ 7,75 мм.

Принято 5,0 мм ГОСТ 9563-60.

2.2.4. Определение количества зубьев.

Определение суммарного числа зубьев:

ZΣ = ,

где β – предварительный угол наклона зубьев, β= 0,9781 для косозубых колес;

ZΣ =

= 98,71.

Принято 99.

 

Определение числа зубьев шестерни:

Z1 = = = 18,00

Принято Z1= 18.

Определение числа зубьев колеса:

Z2 = ZΣ - Z1 = 99 – 18 = 81;

Принято Z2= 81.

Определение действующего значения угла наклона зубьев β:

cosβ = = = 0,99;                                           12,53 º

Угол наклона зубьев для косозубых  зубьев находиться в пределах от 8°  до 18°.

2.2.5. Определение фактического  передаточного числа.

;         = 4,50

2.2.6. Отклонение от ранее принятого значения.

;   || ∙ 100% = 0,0 %

 

2.3. Геометрический расчет  зубчатых колёс редуктора

    1. Основные геометрические параметры цилиндрической передачи

2.3.1. Делительные диаметры колес:

d1 =  = =  90,9 мм,

d2 =  = = 409,09 мм.

Проверка межосевое расстояние по делительным диаметрам колес:

0,5 ∙ (90,9 + 409,09) = 249,995 мм.

2.3.2.Диаметры вершины зубьев:

= 90,9 + 2 · 5,0 = 100,9 мм;

= 409,09 + 2 · 5,0 = 419,09 мм.

2.3.3. Диаметры впадин зубьев:

= 90,9 – 2,5 · 5,0 = 78,4 мм;

= 409,09 – 2,5 · 5,0 = 396,59 мм.

2.3.4. Окружная скорость передачи.

;    =  3,52 м/с.

При такой скорости, для косозубых колес, принята 9-я степень точности.

2.3.5.Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Ft1 = Ft2 = Ft = = = 11899 ≈ 11900 Н.

Радиальная сила

Fr1 = Fr2 = =  = 4375 Н,  где tgα, α = αW = 200 , т.е tgα = 0,364

 

Осевая сила

Fа1 = Fа2 = Ft · tgβ = 11900 · 0,2144 = 2550 Н.

2.4. Проверка на контактную выносливость  и изгибную прочность зубьев

2.4.1. Проверочный расчёт передачи  на контактную выносливость.

Расчетного напряжения, из условия  обеспечения контактной выносливости зубьев:

,где 

  – коэффициент  нагрузки, при проверке на контактную  выносливость:

, где

1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);

1,22 – коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по табл. 4.3. [8]);

1,03 – коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую  в зацеплении (по табл. 4.6. [8]);

1,1 ∙ 1,22· 1,03 = 1,38.

= 567 МПа ≤ 548 МПа

 

Перегрузка составляет:

; 
= 3,5 %.

Фактические контактные напряжения могут  превышать допускаемые не более  чем на 5 %. Условие выполняется.

 

2.4.2. Проверочный расчёт передачи  на изгибную выносливость.

,где

    – коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.

, где

1,00 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления (п. 4.3. [8]);

1,08 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца (по  Табл. 4.4. [8]);

1,06 –  коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.7. [8]);

1,00 · 1,08 · 1,06 = 1,14.

Yβ – коэффициент наклона линии зуба,

Yβ =1 – ;  Yβ  = 1 – = 0,91

коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентных чисел

зубьев  :    ;  

     = = 18,5;

          = = 83,2.

По  таблице 4.12 [8] 4,09, 3,6.

= 69 МПа ≤ 288 МПа;

;                                    
= 78 МПа ≤ 329МПа.

  1. Основные параметры проектируемой быстроходной ступени редуктора.

Т1 = 569 Нм

m = 5,0мм

d1 = 91 мм

b1 = 105 мм

sН = 567 МПа

Т2 =  2434 Нм

z1 = 18

d2 = 409 мм

b2 = 100 мм

[sН] = 548 МПа

n1 = 740 мин-1

z2 = 81

dа1= 101 мм

= 3,52 м/с

[sF1] = 329 МПа

n2 = 164 мин-1

X1 = 0

dа2 = 419 мм

Ft1 = Ft2 = 11900 H

[sF2] = 288 МПа

u = 4,5

X2 = 0

df1 = 78,4 мм

Fr1 = Fr2 = 4375 H

sF1 = 101  МПа

250 мм

12,53º

df2 = 396,59 мм

Fа1 = Fа2 = 2550 H

sF2 = 88,9 МПа


 

 

 

 

 

3.  Расчет тихоходной цилиндрической  ступени редуктора

3.1.  Выбор материала зубчатых колёс

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, приняты материалы со средними механическими  характеристиками  (см. гл.4, табл. 4.1, 4.2, [9]):

- для шестерни : сталь                             : 20ХНМ

                             термическая обработка: цементация

                             твердость, HRC             : 63

- для    колеса : сталь                                : 20ХНМ

                             термическая обработка: цементация

                             твердость, HRC             : 56

3.1.1. Пределы контактной и изгибной  выносливости зубьев 

шестерни:

23∙HRC₃ = 23 · 63 = 1449 МПа;

750 МПа. 

колеса:

23∙HRC₄ = 23 · 56 = 1288 МПа;

700 МПа.

2.1.2. Определение расчетного числа  циклов напряжений:

 

при расчете на контактную выносливость:

;

= 60·69·13000∙0,31= 17 ·  циклов.

при расчете на изгибную выносливость:

;

=60·218·13000∙13000= · циклов.

 

3.1.3. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 =  1208 МПа. 

для материалов колес:

· 1 = 1073 МПа, где

SH min = 1,2 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.

ZHL = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 120 ∙ 106 – базовое число циклов напряжений при термической обработке – цементация.

Для прямозубых колес в качестве расчетного допустимого контактное напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений:                          

[σн] =  1073 МПа.

3.1.4.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 441 МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 412 МПа, где 

SFmin = 1,70 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

YN = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;

Yα = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки  (при одностороннем приложении нагрузки).

3.2.  Расчет межосевого  расстояния  редуктора по критерию контактной  выносливости

3.2.1. Определение предварительного  межосевого расстояние зубчатых  колёс:

, где

Ка = 49,5  – числовой коэффициент (для прямозубых колес);

ψba =0,315– коэффициенты ширины зубчатых колес;

kНβ =1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии (зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев, расположения опор и коэффициента ψbд).

ψbd = ψba  · = 0,315 · = 0,65

49,5 ∙ (3,15 + 1)= 227 мм.

 Полученное значение межосевого  расстояния зубчатых колёс округлено до ближайшего значения по ГОСТ 12289–76 [табл. 4.10 [8]],   225 мм.

3.2.2. Определение ширины  венца зубчатого колеса.

0,315 · 227 = 72 мм. Принято  71 мм.

Для шестерни:  75 мм.

Полученное значение согласованно с ГОСТ 6636-69 Ряд  Ra40

3.2.3.Определение модуля зуба.

  2,25 ¸ 6,98 мм.

Принято 6,0 мм ГОСТ 9563-60 (по табл. [4.11.[8]).

3.2.4. Определение количества зубьев.

Определение суммарного числа зубьев:

ZΣ = ,

где β – предварительный угол наклона зубьев, β= 1для косозубых колес;

ZΣ = = 75,00.

Принято 75.

Определение числа зубьев шестерни:

Z3 = = = 18,07

Принято Z3 = 18.

Определение числа зубьев колеса:

Z4 = ZΣ – Z3 = 75 – 18 = 57;

Принято Z4 = 57.

3.2.5. Определение фактического передаточного  числа.

;         = 3,17

3.2.6. Отклонение от ранее принятого  значения.

;   || ∙ 100% = 0,5 %

Отклонений от ранее принятого значения не должны превышать 4%.

 

3.3.  Геометрический расчет  зубчатых колёс

3.3.1. Делительные диаметры колес:

d3 =  = =  108,0 мм,

d4 =  = = 342,0 мм.

Проверка межосевое расстояние по делительным диаметрам колес:

0,5 ∙ (108,0 + 342,0) = 225 мм.

3.3.2.Диаметры вершины зубьев:

= 108,00 + 2 · 6,0 = 120,0 мм;

= 342,00 + 2 · 6,0 = 354,0 мм.

3.3.3. Диаметры впадин зубьев:

= 108,00 – 2,5 · 6,0 = 93,0мм;

= 342,00 – 2,5 · 6,0 = 327,0 мм.

3.3.4. Окружная скорость передачи.

;    =  1,24 м/с.

При такой скорости, для косозубых колес, принята 9-я  степень точности.

 

3.3.5.Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Ft3 = Ft4 = Ft = = = 26713 ≈ 26720 Н.

Радиальная сила

Fr3 = Fr4 = =  = 9726 ≈ 9730 Н,  где tgα, α = αW = 200 , т.е tgα = 0,364

   Осевая сила

Fа3 = Fа4 = Ft · tgβ = 26720 · 0= 0 Н.

3.4.  Проверка на контактную  выносливость и изгибную прочность зубьев

3.4.1. Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость.

Расчетного напряжения, из условия  обеспечения контактной выносливости зубьев:

,где 

  – коэффициент  нагрузки, при проверке на контактную выносливость:

, где

1,00 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);

1,07 – коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по Табл. 4.3. [8]);

1,07 – коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую  в зацеплении (по Табл. 4.6. [8]);

1,00 · 1,07 · 1,07 = 1,14.

= 1004 МПа ≤ 1073 МПа

Недогрузка составляет:

; 
= 6,4 %.

Фактические контактные напряжения могут  превышать допускаемые не более  чем на 5 %. Недогрузка по контактным напряжениям не может превышать 10¸15 %.

 

3.4.2. Проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость.

,где

    – коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.

, где

1,00 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления (п. 4.3. [8]);

1,04 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца (по  Табл. 4.4. [8]);

1,07 –  коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.7. [8]);

1,00 · 1,04 · 1,07 = 1,11.

Yβ – коэффициент наклона линии зуба,

Yb =1 – ;  Yb = 1 – = 1,00

коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентных  чисел 

зубьев  :      = = 18;

          = = 57.

По  таблице 4.12 [8] 4,09, 3,62.

= 253 МПа ≤ 412 МПа;

                   
= 285 МПа ≤ 441 МПа.

 

  1. Основные параметры проектируемой цилиндрической ступени редуктора.

Т2 =2434 Нм

m = 5,0 мм

dw3 = d3 = 130 мм

h = 11,0 мм

[sН] = 1073 МПа

Т3 = 6544 Нм

z3 = 26

dw4 = d4 = 370 мм

bw = b4 = 80мм

sН4 = 1001 МПа

 n2 = 164 мин-1

z4 = 74

dа3 = 140 мм

= 3,23 м/с

[sF3] = 412 МПа

n3 = 58,7 мин-1

X3 = 0

dа4 = 380 мм

Ft4 = Ft3 = 35373 H

[sF4] = 441 МПа

u = 2,8

X4= 0

df3 = 117,5 мм

Fr4 = Fr3 = 12876 H

sF3 = 403,2  МПа

250 мм

0º 0´

df4 = 357,5 мм

Fа4 = Fа3 = 0 H

sF4 = 356,8 МПа


 

 

 

 

 

 

4. Предварительный расчет  валов.

4.1. Назначение предварительных размеров отдельных участков ведущего вала.

= 41 мм, где  = 25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

 

= 65 мм;

= 60 мм;


= 105 мм;

= 70 мм;

= 80 мм;

 

 

Рис. 4. Компоновка быстроходного  вала

 

4.2. Назначение предварительных  размеров отдельных участков  промежуточного вала

= 67 мм,

где =15…25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

 

 

70 мм;

80 мм;

90 мм.

 

 

 

Рис. 5. Компоновка промежуточного вала

 

 

 

4.3. Назначение предварительных  размеров отдельных участков  ведомого вала

 

= 97 мм,

где =15…25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

100 мм;


165 мм;

110 мм;

120 мм;

130 мм.

 

 

 

 

Рис. 6. Компоновка тихоходного  вала.

 

 

Диаметры  участков валов назначены исходя из конструктивных соображений.

 

 

 

 

5. Расчет ведущего вала.

5.1. Определение реакций опор  ведушего вала

Определение консольной силы :

,  FМ1=125 = 2981≈ 2980 Н.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил.

l1 = 100 мм;

           l2 = 100 мм;

  l3 = 150 мм.   

Рис. 5. Расчетная схема ведущего вала

Вертикальная плоскость XOY:

-Fа1 ∙ 0,5 ∙ d1= 0;

= = -1607Н.

-Fа1 ∙ 0,5 ∙ d1= 0;

= = −2767  Н.

Проверка правильности определения  опорных реакций для плоскости  ХОY: −1607 − 4375 + (−2767) = 0.

 

 

Горизонтальная плоскость XOZ:.

;

= −3782 Н.

;

= −11007 Н.

Проверка правильности определения опорных реакций для плоскости ХОZ: -3782 + 11900 −11007 + 2890 = 0.

5.2. Построение эпюр изгибающих моментов ведущего вала

Моменты относительно оси Y:

МA = 0 Нм; 

МN1 = · l1 = −1607 · 100 · 10-3 = −160,7 Нм;

МN2 = · l1 −Fa₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ = (−1607 · 100 − 2550 ∙ 0,5 ∙ 91) · 10-3 = -276 Нм;

МВ = · (l1 +l2) −Fа₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ + FR1 · l2 =

= −1607 · (100 + 100) −2550 ∙ 0,5 ∙ 91 + 5550 · 100 = 0 Нм;

МО = · (l1 + l2+ l3) −Fа₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ + FR1 · (l1 + l2)+ · l3 =

= -1607 · (100 + 100 + 150) − 2550 ∙ 0,5 ∙ 91+ 5550 · (100 + 100) − (−2767) · 150 = 0 Нм.

Расчет привода ленточного конвейера. 3