Курсовая работа: Привод транспортера для перемещения грузов на склад

1.1 Название и назначение проектируемого привода

Привод ленточного транспортера.

Транспортер предназначен для перемещения штучных грузов на складе.

1.2 Краткое описание конструкции привода.

Привод – устройство, приводящее в движение механизм.

Привод ленточного транспортера состоит из:

- электродвигатель – предназначен для приведения механизма в действие

- муфта – используется для соединения отдельных узлов механизма (редуктора и барабана) в единую кинематическую цепь; обеспечивает компенсацию смещений соединительных валов (осевых, радиальных, угловых), улучшает динамические характеристики привода

- редуктор – предназначен для уменьшения угловой скорости и повышение вращающего момента

- клиноременная передача – предназначена для понижения частоты вращения

- барабан транспортера – предназначен для приведения в движение ленты привода

1.3 Условия эксплуатации привода

Режим работы с сильными рывками.

Работа 2 смены. Условия работы – на открытой площадке в теплое время года.

1.4 Определение ресурса привода.

 - срок службы привода в часах

 - срок службы в годах

 - коэффициент загрузки за смену

 - количество смен

2. Кинематический расчет

2.1 Определение требуемой мощности двигателя

Мощность привода.

F- тяговая сила

- скорость ленты

2.2 Определение КПД привода.

Зубчатая цепная передача.

2.3 Выбор типа электродвигателя

Выбираем электродвигатель из серии 4а.

Принимаем

2.4 Определение передаточного числа привода.

2.5 Разбивка передаточного числа привода по ступеням.

Передаточное число привода

u_пр – передаточное число

n – частота вращения

u_рп = 2…4

Принимаем u_{р п}= 4

Окончательно выбрали электродвигатель: 180М8 ГОСТ

Получили ;

2.6 Определение на каждом валу привода частоты вращения, угловой скорости, мощности и вращающего момента.

Определяем мощность на валах

Найдем частоту вращения на валах:

Найдем угловую скорость

Найдем вращающие моменты на валах

3. Расчет закрытой передачи

3.1 Выбор материала и термообработки

Выбираем марку стали:

Материал шестерни:

Сталь 40ХН

Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ

Твердость зубьев от 45 до 50 HRC

Материал зубчатого колеса:

Сталь 40ХН

Термообработка - улучшение

Твердость зубьев от 235 до 262 HB

3.2 Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную и изгибную усталостную прочность.

Расчет допускаемых контактных изгибных напряжений.

Средняя твердость зубьев:

 - для шестерни

Принимаем  - для шестерни

 - для колеса

Определим базу испытаний:

-базовое число циклов нагружений шестерни

-базовое число циклов нагружений колеса

- база испытаний

⁶

-действительное число циклов перемены напряжений колеса

⁷

-действительное число циклов перемены напряжений шестерни

Определим коэффициенты долговечности при расчете:

-коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжений шестерни

-так как

- коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжений колеса

- коэффициент долговечности, так как >400000

Определим допускаемые напряжения:

-допускаемые напряжения колеса

- допускаемые напряжения колеса

- допускаемые напряжения шестерни

 -допускаемые напряжения шестерни

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба:

-допускаемые контактные напряжения шестерни

- допускаемые изгибные напряжения шестерни

 - допускаемые контактные напряжения колеса

 - допускаемые изгибающие напряжения колеса

Определим допускаемое контактное напряжение:

 - допускаемые контактные напряжения

3.3 Определение геометрических параметров передачи.

Межосевое расстояние.

 - предварительное значение межосевого расстояния

 - вращающий момент на шестерне

 - передаточное число редуктора

К – коэффициент, зависящий от твердости поверхности зубьев шестерни и колеса

Вычисляем окружную скорость:

Выбираем степень точности зубчатой передачи.

Степень точности по ГОСТу 1643-81. Получили: 9 – передача низкой точности.

Уточняем предварительно найденное значение :

Принимаем:

где  - коэффициент ширины = 0,315

 = 410(мПа)

 - коэффициент нагрузки

 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения = 1,02

 - - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр колеса:

Принимаем:

Ширина колеса:

Принимаем:

Ширина шестерни:

Модуль передачи:

 - максимально допустимый модуль

 - минимальное значение модуля.

Принимаем m = 5.

 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.

Принимаем m = 1(мм) при твердости ≤ 350 HB

Суммарное число зубьев и угол наклона.

Min-й угол наклона зубьев

⁰

Суммарное число зубьев

Принимаем Z_s=118.

Определяем действительное значение угла наклона зуба:

⁰

Принимаем β=10⁰

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число:

Делительный диаметр шестерни:

Принимаем

Делительный диаметр колеса:

Диаметры  и  окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

шестерни:

колеса:

3.4 Определение сил в зацеплении.

- окружная

- радиальная

- осевая

3.5 Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную усталостную прочность.

Расчетное напряжение в зубьях колеса:

 -коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Расчетное напряжение в зубьях шестерни:

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

4. Предварительный расчет валов.

4.1 Выбор материала и термообработки

Быстроходный вал - сталь 40ХН, улучшение и закалка ТВЧ

Тихоходный вал – сталь 45, нормализация.

4.2 Выбор конструкции вала, определение геометрических параметров.

1. Быстроходный вал с коническим концом:

d – диаметр вала

t _кон = 2,5

r = 3,5

r – координата фаски подшипника

d_БП - диаметр буртика

Определим длину посадочного конца:

l_мб = 1,5∙ d =1,5 ∙ 55 = 82,5 мм

Принимаем l_мб = 85 мм.

Определим длину цилиндрического участка:

l_ц =0,15 ∙ d = 0,15 ∙ 55 = 8,25 мм

Принимаем l_ц =10 мм

Определим длину промежуточного участка:

l_кб =1,4 ∙ d_п = 1,4 ∙ 60 = 85 мм

Принимаем по таблице М36х3

Определим l_р:

l_р = 1,2 ∙ d_р = 1,2 ∙ 36 = 43,2 мм

Принимаем l_р = 45 мм

2. Тихоходный вал с коническим концом:

d – диаметр вала

t _кон = 2,9

r = 4

Определим диаметр посадочной поверхности для колеса:

d _к ≥ 110 мм

d _к =120 мм

d _к ≥ d _БП

Определим длину посадочного конца:

l_МТ = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 90 = 135 мм

Принимаем l_МТ = 130 мм

Определим длину промежуточного участка:

l_КТ =1,2 ∙ d_П = 1,2 ∙ 95 = 114 мм

Принимаем l_КТ =110 мм

Определим длину цилиндрического участка:

l_ц =0,15 ∙ d = ,015 ∙ 90 = 13,5 мм

Принимаем l_ц = 14 мм

Принимаем по таблице М64х4

Определим l_р:

l_р = 1,1 ∙ d_р = 1,1 ∙ 64 = 70,4 мм

Принимаем l_р = 70 мм

4.3 Выбор типа подшипников

Тихоходный вал – шариковые радиальные

Быстроходный вал – однорядные подшипники

5. Расчет долговечности подшипников

5.1 Выбор схемы установки подшипников, способ их закрепления на валу и в корпусе

Схема установки:

а) тихоходный вал – «враспф»

б) быстроходный вал – с одной плавающей опорой

Способ закрепления подшипников на валу и в корпусе зависит от величины и направления действующих нагрузок, частоты вращения, условий монтажа и демонтажа и т.д.

5.2 Составление расчетных схем для тихоходного вала и определение реакций в опорах

Из предыдущих расчетов имеем:

, , , , l₁ = 69 (мм)

Реакции опор:

1. в плоскости XDZ:

∑М₁ = 0; R_X2 ∙ 2 l₁ - F_t ∙ l₁ = 0; R_X2 = F_t /2 = 17833/2 = 8916,5 Н

∑М₂ = 0; - R_X1 ∙ 2 l₁ - F_t ∙ l₁ = 0; R_X1 = F_t /2 = 17833/2 = 8916,5 Н

Проверка: ∑X = 0; R_X1 + R_X2 - F_t = 0; 0 = 0

2. в плоскости YOZ:

∑М₁ = 0; F_r ∙ l₁ + F_a ∙ d₂/2 – R_y2 ∙ 2 l₁ = 0; в

R_y2 = (F_r ∙ l₁ + F_a ∙ d₂/2)/ 2 l₁ ;Н

R_y2 = (F_r ∙ 69 + F_a ∙ d₂/2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 Н

∑М₂ = 0; - R _y1 ∙ 2 l₁ + F_a ∙ d₂/2 – F_r ∙ l₁ = 0;

R _y1 = (F_a ∙ d₂/2 - F_r ∙ l₁)/ 2 l₁ ;Н

R _y1 = (F_a ∙ 524/2 - F_r ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 Н

Проверка: ∑Y = 0; - R_y1 + R_y2 – F_r = 0; 0 = 0

Суммарные реакции опор:

P_r1 = √ R²_X1 + R²_Y1;Н

P_r1 = √ 8916,5 ² + 2691,7² = 9313,9 Н

P_r2 = √ R²_X2 + R²_Y2;Н

P_r2 = √ 8916,5 ² + 9314,7² = 12894,5 Н

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре Z.

Принимаем шариковые радиальные подшипники 219 легкой серии:

D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 108 кН; С₀ = 95,6 кН.

5.3 Проверка долговечности подшипника

Определим отношение F_a/С₀

F_a/С₀ = 3162/95600 = 0,033

По таблице отношению F_a/С₀ соответствует е = 0,25

Определим отношение F_a/VF_r

V = 1

V – коэффициент при вращении внутреннего кольца

F_a/VF_r = 3162/6623 = 0,47

Определим эквивалентную нагрузку

Р = (x ∙ V ∙ F_r + YF_a) ∙ K_σ ∙ K_T; Н

K_σ = 1,8

K_σ – коэффициент безопасности

K_T = 1

K_T – температурный коэффициент

Y = 1,78

X = 0,56

Р = (0,56 ∙ 1 ∙ 6623 + 1,78 3162) ∙ 1,8 ∙1= 16807 Н

Определим расчетную долговечность в млн.об.

L = (С/Р)³ млн.об.

L = (108000/16807)³ млн.об.

Определим расчетную долговечность в часах

L_h1 = L ∙ 10⁶/60 ∙ n₃; ч

L_h1 = 265 ∙ 10⁶/60 ∙ 2866 = 154 ∙10³ ч

L_h1 ≥ 10 ∙ 10³

154 ∙10³ ≥ 10 ∙10³

5.4 Оценка пригодности выбранных подшипников

Оценка пригодности выбранных подшипников

L_h1 ≥ L_h

154 ∙10³ ≥ 17987,2

154000 ≥ 17987,2

6. Конструирование элементов передачи

6.1 Выбор конструкции

Зубчатое колесо – кованое, форма – плоское

Шестерня выполнена за одно целое с валом

6.2 Расчет размеров

1. шестерня

Её размеры определены выше

, ,

2. колесо

Его размеры определены выше

, ,

Определим диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 ∙ d_к; мм

d_ст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм

Принимаем d_ст = 200 мм

Определим длину ступицы:

l_ст = (1,2 ÷1,5) ∙ d_к; мм

l_ст = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144 ÷180 мм

Т.к. l_ст ≤ b₂, принимаем l_ст = 95 мм

Определим толщину обода:

δ₀ = (2,5 ÷ 4) ∙m ; мм

δ₀ = (2,5 ÷ 4) ∙5 = 12,5 ÷ 20 мм

Принимаем δ₀ = 16 мм

Определим толщину диска:

С = 0,3 ∙ b₂; мм

С = 0,3 ∙ 95 = 28,5 мм

Принимаем С = 30 мм

7. Расчет открытой передачи

7.1 Определение основных параметров передачи

Т.к. n₁ = 732 об/мин, Р = 15 кВт, то выбираем сечение ремня В

Определим диаметр меньшего шкива:

d₁ = (3÷4)³√Т₁ ; мм

d₁ = (3÷4)³√196,05 ∙ 10³ = 232,4 мм

Принимаем d₁ = 200 мм

Определим диаметр большего шкива:

d₂ = U_рп ∙ d₁ ∙ (1-ε); мм

U_рп = 4

ε = 0,015

ε – относительное скольжение ремня

d₂ = 4 ∙ d₁ ∙ (1-0,015) = 788 мм

Принимаем d₂ = 800 мм

Определим уточненное передаточное значение:

i = d₂/ d₁(1- ε)

i = d₂/ d₁(1- 0,015) = 800/200(1- 0,015) = 4

Определим межосевое расстояние в интервале (а_min;а_max)

а_min = 0,55 (d₁ + d₂)+Т₀

а_max = d₁ + d₂

Т₀ = 13,5 мм

Т₀ – высота сечения ремня

а_min = 0,55 (d₁ + d₂)+Т₀ = 563 мм

а_max = d₁ + d₂ = 1000 мм

Принимаем а = 700 мм

Определим длину ремня:

L = 2а ∙ 0,5π(d₁ + d₂) + (d₁ - d₂)²/4а; мм

L_min = 2а ∙ 0,5π(d₁ + d₂) + (d₁ - d₂)²/4а = 2824,57 мм

L_max = 2а ∙ 0,5π(d₁ + d₂) + (d₁ - d₂)²/4а = 3698,57 мм

Принимаем L_p = 3500 мм

Определим w:

w = 0,5π(d₁ + d₂); мм

w = 0,5π(d₁ + d₂) =1570 мм²

Определим y:

y = (d₂ – d₁)² ; мм

y = (d₂ – d₁)² =360000мм²

Определим уточненное межосевое расстояние:

а = 0,25 ∙ [(L_p-w) + √(L_p-w)²-2 y]; мм

а = 0,25 ∙ [(3500-1570) + √(3500-1570)2-2 ∙ 360000]= 3663 мм

Определим угол обхвата:

α1 = 180-57 ∙ d2 – d1/а

α1 = 180-57 ∙ 800 - 200/3663 = 200

Определим число ремней:

Z = P ∙ C_P/P_O ∙ C_L ∙ C_α ∙ C_Z

P_O = 5.83

P_O – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем

C_L = 0,90

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

C_P = 1,3

C_P – коэффициент режима работы

C_α = 0,91

C_α – коэффициент угла обхвата

C_Z = 0,95

C_Z – коэффициент, учитывающий число ремнец в передаче

Z = 15 ∙ 1,3/5,83 ∙ 0,90 ∙ 0,91 ∙ 0,95 = 4

Определим расчетную скорость ремня:

V = π ∙ d₁∙ n₁/60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60 = 8 м/с

Определим натяжение ветви ремня:

F_o = (850 ∙ P ∙ C_P ∙ C_L/z ∙ V ∙ C_α) + Ө ∙ V² = 723 H

Ө - коэффициент, учитывающий центробежную силу

Ө = 0,3 Н∙с²/м²

Определим силу, действующую на вал:

F_в = 2 ∙ F_o ∙ Z ∙ sin α_1/2 = 1729 H

Определим ширину обода шкивов:

В = (Z-1) e +2f ; мм

е = 25,5

f =17

В = (4-1) 25,5 +2∙17 = 110 мм

Определим основные размеры шкива

d = 200 мм

а) толщина обода у края

S = 0,005 ∙ d + 3 = 4 мм

б) толщина диска

S₁ = (0,8÷1) ∙ S = 3,2÷4 мм

Принимаем S₁ = 3,6 мм

в) длина ступицы шкива

l ≤ В

l_ст = 85 мм

г) наружный диаметр ступицы

d₁ = (1,8÷2) ∙ d_o = 86.4÷96 мм

d_o = 48 мм

d_o – диаметр отверстия

Принимаем d₁ = 90 мм

Определим основные размеры шкива

d = 800 мм

а) толщина обода у края

S = 0,005 ∙ d + 3 = 7 мм

б) толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения его со спицами

е = S + 0,02В = 7 + 0,02 ∙ 85 = 8,7 мм

Принимаем е = 9 мм

в) у = 1

у – стрела выпуклости

г) оси эллипса в условном сечении спицы

h = ³√ 38 ∙ F_o ∙ d /z ∙[σ_u] мм

[σ_u]= 30 МПа

[σ_u] – допускаемое напряжение при изгибе

Z = 6

Z – число спиц

h = 3√ 38 ∙ 723 ∙ 800 /6 ∙ 30 = мм

д) размеры эллипса в сечении спицы близ обода

а = 0,4h = мм

h1 = 0,8h = мм

а1 = 0,8а = мм

е) длина ступицы шкива

l ≤ В

l_ст = 85 мм

ж) наружный диаметр ступицы

d₁ = (1,8÷2) ∙ d_o = 100,8÷112 мм

d_o = 56 мм

d_o – диаметр отверстия

Принимаем d₁ = 105 мм

7.2 Проверочный расчет передачи

Определим напряжение от растяжения

σ₁ = F_o/S = 723/230 = 3,14 МПа

S = 230 мм²

S – площадь поперечного сечения ремня

Определим напряжение от изгиба ремня

Е_u = 200 МПа

δ = толщина ремней

δ = 3 мм

δ_u = 200 ∙ 3/200 = 3 МПа

Определим напряжение от центробежной силы

σ_V = p ∙ V² ∙10^-6

p = 1200 кг/м³

p – плотность ремня

σ_V = 1200 ∙ 8² ∙10^-6 = 0,08 МПа

Определим максимальное напряжение в сечении ремня

σ_max = σ₁+ σ_u + σ_V = 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа

σ_max ≤ 7 МПа

6,22 ≤ 7

Определим коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

Сi = 1.5 3√Upn – 0.5 =

Определим рабочий ресурс передачи

Н0 = Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)8/60π ∙ d1∙ n1 ∙ Ci ∙ CH ; ч

Nоу = 4,7 ∙ 106

Nоу – базовое число циклов

σ-1 = 7 МПа

σ-1 – предел выносливости

CH =1

Н0 = (Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)/60π ∙ d1∙ n1 ) ∙ Ci ∙ CH = (4,7 ∙ 106 ∙ 3500 ∙(7/6,22)8/60∙3,14∙200∙731)1,7∙1 = ч

Н₀ ≥ 1000 ч

8. Выбор соединительных муфт

Чтобы скомпенсировать возможную несоосность валов применяем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424-75

Определим расчетный крутящий момент

Т_расч = К ∙ Т₃; Нм

К = 1,5

К – коэффициент, учитывающий характер работы муфты

Т_расч = 1,5 ∙ 4672,24 = 7008,36 Нм

Т_расч ≤ Т_табл

Принимаем муфту типа МУВП 4000-90-2,1 по ГОСТ 214240-75.

9. Расчет шпоночных соединений

9.1 Выбор материала и конструкции

Шпонки призматические с плоскими торцами.

Материал шпонок Ст45 нормализованная.

9.2 Проверка шпонки на прочность

σ_{см max} = 2Т/d ∙ l (h-t₁); МПа

[σ_см] 100 МПа

[σ_см] – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

[σ_см] 70 МПа

[σ_см] – допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.

1. Тихоходный вал

а) зубчатое колесо (ступица-сталь)

d = 110 мм; b = 28 мм; h = 16 мм; S = 0,4÷0,6; t₁ = 10 мм; t₂ = 6,4 мм;

 l = 70 мм.

σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/110 ∙ 70(16-10) = 202 МПа

σсм ≤ 100

Принимаем шпонку 28х16х70 ГОСТ 23360-78

б) муфта (ступица – чугун)

d = 95 мм; b = 28 мм; h = 16 мм; S = 0,4÷0,6; t1 = 10 мм; t2 = 6,4 мм;

 l = 125 мм.

σсм max = 2 ∙ 4672,24 ∙ 103/125 ∙ 95(16-10) = 131 МПа

σсм ≤ 70

Принимаем шпонку 28х16х125 ГОСТ 23360-78

2. Быстроходный вал

а) шкив (ступица-чугун)

d = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; S = 0,25÷0,4; t₁ = 6 мм; t₂ = 4,3 мм;

 l = 80 мм.

σ_{см max} = 2 ∙ 752,7 ∙ 10³/56 ∙ 80(10-6) = 84 МПа

σ_{см ≤ 70}

Принимаем шпонку 16х10х80 ГОСТ 23360-78

10. Смазка редуктора и элементов передачи

10.1. Выбор масла для редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающее погружение колеса примерно на 10 мм.

Определим объем масляной ванны:

V = 0.25 ∙ P; дм³

V = 0.25 ∙ 15 = 3,75 дм³

Т.к. σ_н = МПа и V = м/с, то рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно = 50 ∙ 10^-6 м²/с

Т.к. кинематическая вязкость = 50 ∙ 10^-6 м²/с, то принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТу 20799-75.

10.2. Выбор смазки для подшипников

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 по ГОСТу 1957-73, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11. Уточненный расчет тихоходного вала

11.1 Построение эпюр крутящего и изгибающего моментов

Сечение I – I

Изгибающие моменты:

1. в плоскости XOZ

M_1X = R_X2 ∙ l₁ ∙ 10^-3 = 8916,5 ∙ 69 ∙ 10^-3 = 615 Нм

2. в плоскости XOZ слева от сечения

M_1УЛ = R_У1 ∙ l₁ ∙ 10^-3 = 2691,7 ∙ 69 ∙ 10^-3 = 185 Нм

3. в плоскости XOZ справа от сечения

M_1УП = R_У2 ∙ l₁ ∙ 10^-3 = 9314,7 ∙ 69 ∙ 10^-3 = 642 Нм

Суммарный изгибающий момент

М₁ = √M_1X² + M_1УП² = √615² + 642² = 889

Крутящий момент

М_К1 = Т₃ = 4672,24 Нм

Сечение II – II

Крутящий момент

М_К2 = Т₃ = М_К1 = 4672,24 Нм

Сечение III – III

Крутящий момент

М_К3 = Т₃ = М_К1 = М_К2 = 4672,24 Нм

11.2 Определение коэффициента запаса с усталостной прочностью

Определим геометрические характеристики опасных сечений вала

Сечение I – I

Определим момент сопротивления при изгибе

W₁ = πd³/32 = 3.14 ∙ 110³/32 =130604 мм³

Определим момент сопротивления при кручении

W_К1 = πd³/16 = 3.14 ∙ 110³/16 = 261209 мм³

Определим площадь сечения

А₁ = πd²/4 = 3.14 ∙ 110²/4 = 9499 мм²

Сечение II – II

Определим момент сопротивления при изгибе

W₂ = πd³/32 = 3,14 ∙ 95³/32 =84130 мм³

Определим момент сопротивления при кручении

W_К2 = πd³/16 = 3,14 ∙ 95³/16 = 168260 мм³

Определим площадь сечения

А₂ = πd²/4 = 3,14 ∙ 95²/4 = 7085 мм²

1. Расчет вала на статическую прочность

Сечение I – I

Определим напряжение изгиба с растяжением (сжатием)

σ₁ = 10³ ∙ К_П ∙ М₁/ W₁ + К_П ∙ F_A/A₁

К_П = 2,9

К_П – коэффициент, зависящий от отношения максимального вращающего момента к номинальному

σ₁ = 10³ ∙ 0,9 ∙ 889/ 130604 + 0,9 ∙ 3749/9499 = 20,8 МПа

Определим напряжение кручения

τ₁ = 10³ ∙ К_П ∙ М_К1/ W_К1 = 10³ ∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 261209 = 51,8 МПа

Определим частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_Tσ1 = σ_T/ σ₁

σ_T – предел текучести

σ_T = 540 МПа

S_Tσ1 = σ_T/ σ₁ = 540/20,8 = 26

Определим частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_Tτ1 = τ_T/ τ₁

τ_T – предел текучести при кручении

τ_T = 290 МПа

S_Tτ1 = τ_T/ τ₁ = 290/51,8 = 5,6

Определим общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

S_τ1 = S_Tσ1 ∙ S_Tτ1/√ S_Tσ1² + S_Tτ1²

S_τ1 = 26 ∙ 5,6/√ 26² + 5,6² = 5,5

Сечение II – II

σ₂ = 10³ ∙ К_П ∙ М₂/ W₂ + К_П ∙ F_A/A₂

М₂ = 0

σ₂ = 0 + 2,9 ∙ 3749/7085 = 1,5 МПа

τ₂ = 10³ ∙ К_П ∙ М_К2/ W_К2 = 10³ ∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 168260 = 80,5 МПа

S_Tσ2 = σ_T/ σ₂

S_Tσ2 = σ_T/ σ₂ = 540/1,5 = 360

S_Tτ2 = τ_T/ τ₂ = 290/80,5 = 3,6

S_τ2 = S_Tς2 ∙ S_Tτ2/√ S_Tς2² + S_Tτ2²

S_τ2 = 3,6 ∙ 360/√ 360² + 3,6² = 3,59

S_τ1 > [S_T] 5,5 > 2

S_τ2 > [S_T] 3,59 >2

Т.о. статическая прочность вала обеспечена

2. Расчет вала на сопротивление усталости

Сечение I – I

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

σ_А1 = σ_U1 = 10³ ∙ М₁/ W₁

σ_А1 = σ_U1 = 10³ ∙ 889/ 130604 = 6,8 МПа

τ_1А = τ_К1/2 = 10³ ∙ М_К1/2 ∙ W_К1 = 10³ ∙ 4672,24/2 ∙ 261209 = 8,9 МПа

τ_m1 = τ_1А = 8,9 МПа

Определим коэффициенты снижения предела выносливости

К_σD = (К_σ / Кd_σ + 1/ К_Fσ – 1) / Кv

К τ _D = (К τ / Кd τ + 1/ К_F τ - 1) / Кv

К_σ / Кd_σ = 4,75

К τ / Кd τ = 5,65

К_Fσ = 0,91 – коэффициент влияния качества поверхности

К_F τ = 0,95 - коэффициент влияния качества поверхности

Кv = 1

Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

К_σD = (4,75 + 1/ 0,91 – 1) / 1 = 4,85

К τ _D = (5,65 + 1/ 0,95 - 1) / 1 = 5,7

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

σ_-1D = σ_-1/ К_σD

σ_-1 = 360 МПа

σ_-1 – предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-1D = 360/ 4,85 =74,2 МПа

τ _-1D = τ _-1 / К τ _D

τ _-1 = 200 МПа

τ _-1 – предел выносливости при симметричном цикле кручения

τ _-1D = 200 / 5,7 = 35,1 МПа

Определим коэффициент влияния ассиметрии цикла

Ψτ_D = Ψτ/ К τ _D

Ψτ = 0,09

Ψτ – коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений

Ψτ_D = 0,09/ 5,7 = 0,016

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_σ = σ_-1D/ σ_А1 = 74,2/6,8 = 10,9

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S τ = τ _-1D / τ_1А + Ψτ_D ∙ τ_m1 = 35,1 / 8,9 + 0,016 ∙ 8,9 = 3,9

Определим коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

S = S_σ ∙ S τ / √S_σ² + S τ² = 10,9 ∙ 3,9 / √10,9² + 3,9² = 3,7

Сечение II – II

σ_а2 = σ_U2 = 10³ ∙ М₂/ W₂

σ_а2 = σ_U2 = 0

τ_а2 = τ_К2/2 = 10³ ∙ М_К2/2 ∙ W_К2 = 10³ ∙ 4672,24/2 ∙ 168260 = 13,8 МПа

τ_m2 = τ_а2 = 13,8 МПа

Определим коэффициент снижения предела выносливости

К τ _D = (К τ / Кd τ + 1/ К_F τ - 1) / Кv

К τ / Кd τ = 2,8

К_F τ = 0,935 - коэффициент влияния качества поверхности

Кv = 1

Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

К τ _D = (2,8 + 1/ 0,935 - 1) / 1 = 2,87

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

τ _-1D = τ _-1 / К τ _D

τ _-1D = 200 / 2,87 = 69,7 МПа

Определим коэффициент влияния ассиметрии цикла

Ψτ_D = Ψτ/ К τ _D

Ψτ_D = 0,09/ 2,87 = 0,031

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S τ = τ _-1D / τ_а2 + Ψτ_D ∙ τ_m2 = 69,7 / 13,8 + 0,031 ∙ 13,8 = 4,9

Тогда коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

S = S τ = 4,9

S₁ > [S] 3,7 > 1

S₂ > [S] 4,9 > 2

Т.о. сопротивление усталости вала обеспечено.

Заключение

В результате работы над проектом был разработан привод ленточного транспортера для перемещения песка и щебня в карьере полностью отвечающий требованиям технического задания.

Список литературы.

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» 2003 г.