Конструкция барабана натяжного и определение сил, действующих на ось натяжного барабана.

(горизонтальная плоскость при двух перегородках)

n_бар = (60·V_л)/(π·D_бар) = (60·0,8)/(3,14·0,315) = 48,5 мин^-1

9.1. Составляем схему нагружения оси и производим расчёт по закону деталей машин.

а) Вертикальная плоскость:

1) Определяем реакции в опорах А и В

2) Строим эпюры нагружения вала от сил, действующих в вертикальной плоскости.

Сечение I - I (слева):

Сечение I I - I I (справа):

б) Горизонтальная плоскость

1) Определяем реакции опор, для чего составляем уравнение моментов.

2) Строим эпюры нагружения вала от сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Сечение I – I (Слева)

Сечение I I – I I (Справа)

3)Определяем суммарные изгибающие моменты в сечениях I – I и I I–I I и строим эпюру нагружения суммарного изгибающего момента.

а) Сечение I – I:

б) Сечение I I – I I:

в) определяем диаметр вала в месте наибольшего нагружения на изгиб

, где МПа

 

Учитывая ослабление вала шпоночным пазом, то увеличиваем сечение вала на 5%

 

 

 

9.2 Расчёт вала на выносливость

 

Определяем действительный запас прочности вала в различных сечениях.

Определяем запас прочности вала в наиболее нагруженном сечении III – Ш.

Общий запас прочности:

, где [n] = 1,5 … 2,5 … 4

n_σ,– запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям.

;

σ_-1 – пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям.

σ_-1 = 0,43· σ_в = 0,43·610 = 262,3 МПа

 

k_σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений, который зависит от обработки поверхности, формы и прочности материала.

 

Т.к. поверхности валов шлифуются не нижи 7 класса, то и поверхности принимаем равным 1,

 

ε_σ – масштабные факторы, учитывающие абсолютные размеры детали.

ε_σ = 0,85 при d_ш = 35 мм

 

β – коэффициент шероховатости поверхности вала.

β = 1, т.к. поверхность шеек шлифуется.

 

Ψ_σ– коэффициенты симметрии цикла по нормальным и касательным напряжениям, зависят от предела прочности σ_в.

Ψ_σ = 0,05 и для σ_в = 520 … 750 МПа

 

σ_а– амплитудные значения нормального напряжений.

σ_m – среднее значение нормального напряжений.

мм³

МПа

 

Условие запаса прочности соблюдается т.е. , где [n] = 1,5 … 2,5 … 4

Для d_в=40мм подбираем размеры шпонки призматической:

 

10. Подбор подшипников качения:

 

для оси натяжного барабана:

1. определяем диаметр шипа: d_ш = 35 мм

2. определяем суммарные реакции в опорах А и В

 

 

– в опоре А:

Н

– в опоре В:

Н

 

3. Намечаем тип подшипника: предварительно принимаем однорядный радиальный шарикоподшипник №207. У которого динамическая грузоподъёмность C_табл = 32·10³ Н

статическая грузоподъёмность = 17,8·10³ Н

Размер подшипников:

[2]

4.Определяем приведенную нагрузку для более нагруженной опоры, т.е. для опоры А

x и y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок F_a = 0

x=1; y=0

V- коэффициент вращения кольца: V=1 т.к. вращается внутреннее кольцо

k_s - коэффициент безопасности (коэффициент динамической нагрузки)

k_Т – температурный коэффициент: k_Т=1 т.к. до 100^оС

5.Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность (фактическая):

L_h – продолжительность работы привода: L_h=10000ч

n_в – частота вращения оси: n_в=27,29мин^-1

10⁶ – долговечность работы подшипника в миллионах оборотов

α – показатель степени, зависящий от вида кривой контактной установки беговой дорожки подшипника: α=3 для шариковых.

С_тр= 3520Н£С_таб

6. Определим действительную продолжительность работы двигателя:

Т.к. L_{h дейст} >> L_{h зад}, то принимаем подшипник особо лёгкой серии №107

Размер подшипников:

[2]

С_тр=3,52кН£С_таб=16,8кН

Подшипники выбираем закрытые смазанные литолом.