1.1 Название и назначениепроектируемого привода
Привод ленточноготранспортера.
Транспортер предназначендля перемещения штучных грузов на складе.
1.2 Краткое описаниеконструкции привода.
Привод – устройство,приводящее в движение механизм.
Привод ленточного транспортерасостоит из:
— электродвигатель –предназначен для приведения механизма в действие
— муфта – используетсядля соединения отдельных узлов механизма (редуктора и барабана) в единуюкинематическую цепь; обеспечивает компенсацию смещений соединительных валов(осевых, радиальных, угловых), улучшает динамические характеристики привода
— редуктор – предназначендля 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 эксплуатациипривода
Режим работы с сильнымирывками.
Работа 2 смены. Условияработы – на открытой площадке в теплое время года.
1.4 Определение ресурсапривода.
/>
/> - срок службы привода в часах
/> - срок службы в годах
/> - коэффициент загрузки за смену
/> - количество смен
2. Кинематический расчет
2.1 Определение требуемоймощности двигателя
Мощность привода.
/>
F/> — тяговая сила
/> — скорость ленты
2.2 Определение КПДпривода.
Зубчатая цепная передача.
/>
2.3 Выбор типаэлектродвигателя
Выбираем электродвигательиз серии 4а.
/>
Принимаем />
2.4 Определениепередаточного числа привода.
/>/>
/>
2.5 Разбивка передаточногочисла привода по ступеням.
Передаточное числопривода
uпр – передаточное число
n – частота вращения
/>
№п/п Марка двигателя
/>(кВт)
/>(об/мин)
/> 1 160S2 15 2910 101,53 2 160S4 15 1455 50,76 3 160M6 15 970 33,84 4 180М8 15 731 25,50
uрп = 2…4
Принимаем uр п= 4
/>
Окончательно выбралиэлектродвигатель: 180М8 ГОСТ
Получили />; />
2.6 Определение на каждомвалу привода частоты вращения, угловой скорости, мощности и вращающего момента.
Определяем мощность навалах
/>
Найдем частоту вращенияна валах:
/>
Найдем угловую скорость
/>/>
Найдем вращающие моментына валах
/>Вал n (об/мин)
/> (1/с) Т (Н м)
/> (кВт) 1. Эл. двигателя 731 76,51 196,05 15 2.Быстроходный вал редуктора 188,75 19,13 752,7 14,4 3. Тихоходный вал редуктора 28,66 2,99 4672,24 13,97 4. Вал барабана 28,66 2,99 4531,77 13,55
3. Расчет закрытойпередачи
3.1 Выбор материала итермообработки
Выбираем марку стали:
Материал шестерни:
Сталь 40ХН
Термообработка — улучшениеи закалка ТВЧ
Твердость зубьев от 45 до50 HRC
/>
Материал зубчатогоколеса:
Сталь 40ХН
Термообработка — улучшение
Твердость зубьев от 235до 262 HB
/>
3.2 Определениедопускаемых напряжений при расчете на контактную и изгибную усталостнуюпрочность.
Расчет допускаемыхконтактных изгибных напряжений.
Средняя твердость зубьев:
/> - для шестерни
Принимаем /> - для шестерни
/> - для колеса
Определим базу испытаний:
/>
/>-базовое число циклов нагруженийшестерни
/>
/>-базовое число циклов нагруженийколеса
/>/> — база испытаний
/>6
/>-действительное число циклов переменынапряжений колеса
/>7
/>-действительное число циклов переменынапряжений шестерни
Определим коэффициентыдолговечности при расчете:
/>
/>-коэффициент долговечности прирасчете по контактным напряжений шестерни
/>-так как />
/> — коэффициент долговечности при расчетепо контактным напряжений колеса
/> — коэффициент долговечности, так как />>400000
Определим допускаемыенапряжения:
/>
/>-допускаемые напряжения колеса
/>
/> — допускаемые напряжения колеса
/>
/> — допускаемые напряжения шестерни
/> -допускаемые напряжения шестерни
Определим допускаемыеконтактные напряжения и напряжения изгиба:
/>
/>-допускаемые контактные напряженияшестерни
/>
/> — допускаемые изгибные напряженияшестерни
/>
/> - допускаемые контактные напряженияколеса
/>
/> - допускаемые изгибающие напряженияколеса
Определим допускаемоеконтактное напряжение:
/>
/> - допускаемые контактные напряжения
3.3 Определениегеометрических параметров передачи.
Межосевое расстояние.
/>
/> - предварительное значениемежосевого расстояния
/> - вращающий момент на шестерне
/> - передаточное число редуктора
К – коэффициент,зависящий от твердости поверхности зубьев шестерни и колеса
Вычисляем окружнуюскорость:
/>
Выбираем степень точностизубчатой передачи.
Степень точности по ГОСТу1643-81. Получили: 9 – передача низкой точности.
Уточняем предварительнонайденное значение />:
/>
Принимаем: />
где /> - коэффициент ширины = 0,315
/> = 410(мПа)
/> - коэффициент нагрузки
/>
/> - коэффициент, учитывающийвнутреннюю динамику нагружения = 1,02
/> - — коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
/>
/>
/>
Предварительные основныеразмеры колеса.
Делительный диаметр колеса:
/>
Принимаем: />
Ширина колеса:
/>
Принимаем: />
Ширина шестерни:
/>
Модуль передачи:
/>
/> - максимально допустимый модуль
/>
/> - минимальное значение модуля.
Принимаем m = 5.
/>
/> - коэффициент, учитывающийвнутреннюю динамику нагружения
/> - коэффициент, учитывающий влияниепогрешностей
/>
/> - коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатоговенца.
/>
Принимаем m = 1(мм) при твердости ≤ 350 HB
Суммарное число зубьев иугол наклона.
Min-й угол наклона зубьев
/>0
Суммарное число зубьев
/>
Принимаем Zs=118.
Определяем действительноезначение угла наклона зуба:
/>0
Принимаем β=100
Число зубьев шестерни:
/>
Принимаем />
Число зубьев колеса:
/>
Фактическое передаточноечисло:
/>
Делительный диаметршестерни:
/>
Принимаем />
Делительный диаметрколеса:
/>
Диаметры /> и /> окружностей вершин ивпадин зубьев колес внешнего зацепления:
шестерни:
/>
/>
колеса:
/>
/>
3.4 Определение сил взацеплении.
— окружная
/>
— радиальная
/>
— осевая
/>Сила обозначение Величина (Н) Осевая
/> 3162 Радиальная
/> 6623 окружная
/> 17833
3.5 Проверочный расчетпередачи на контактную и изгибную усталостную прочность.
Расчетное напряжение взубьях колеса:
/>
/>
/>
/> -коэффициент, учитывающийперекрытие зубьев
/>
Расчетное напряжение взубьях шестерни:
/>
Проверка зубьев колес поконтактным напряжениям:
/>
/>
4. Предварительный расчетвалов.
4.1 Выбор материала итермообработки
Быстроходный вал — сталь40ХН, улучшение и закалка ТВЧ
Тихоходный вал – сталь45, нормализация.
4.2 Выбор конструкциивала, определение геометрических параметров.
1. Быстроходный вал сконическим концом:
d – диаметр вала
/>
t кон = 2,5
r = 3,5
r – координата фаски подшипника
dБП — диаметр буртика
Определим длинупосадочного конца:
lмб = 1,5∙ d =1,5 ∙ 55 = 82,5 мм
Принимаем lмб = 85 мм.
Определим длинуцилиндрического участка:
lц =0,15 ∙ d = 0,15 ∙ 55 = 8,25 мм
Принимаем lц =10 мм
Определим длинупромежуточного участка:
lкб =1,4 ∙ dп = 1,4 ∙ 60 = 85 мм
Принимаем по таблицеМ36х3
Определим lр:
lр = 1,2 ∙ dр = 1,2 ∙ 36 = 43,2 мм
Принимаем lр = 45 мм
2. Тихоходный вал сконическим концом:
d – диаметр вала
/>
t кон = 2,9
r = 4
Определим диаметрпосадочной поверхности для колеса:
dк ≥ 110 мм
dк =120 мм
dк ≥ dБП
Определим длинупосадочного конца:
lМТ = 1,5 ∙ d = 1,5 ∙ 90 = 135 мм
Принимаем lМТ = 130 мм
Определим длину промежуточногоучастка:
lКТ =1,2 ∙ dП = 1,2 ∙ 95 = 114 мм
Принимаем lКТ =110 мм
Определим длину цилиндрическогоучастка:
lц =0,15 ∙ d= ,015 ∙ 90 = 13,5 мм
Принимаем lц = 14 мм
Принимаем по таблицеМ64х4
Определим lр:
lр = 1,1 ∙ dр = 1,1 ∙ 64 = 70,4 мм
Принимаем lр = 70 мм
4.3 Выбор типаподшипников
Тихоходный вал –шариковые радиальные
Быстроходный вал –однорядные подшипники
5. Расчет долговечностиподшипников
5.1 Выбор схемы установкиподшипников, способ их закрепления на валу и в корпусе
Схема установки:
а) тихоходный вал –«враспф»
б) быстроходный вал – содной плавающей опорой
Способ закрепленияподшипников на валу и в корпусе зависит от величины и направления действующихнагрузок, частоты вращения, условий монтажа и демонтажа и т.д.
5.2 Составление расчетныхсхем для тихоходного вала и определение реакций в опорах
Из предыдущих расчетовимеем:
/>, />,/>, />, l1 = 69 (мм)
Реакции опор:
1. в плоскости XDZ:
∑М1 = 0;RX2 ∙ 2 l1 — Ft∙ l1 = 0; RX2=Ft/2 = 17833/2 = 8916,5 Н
∑М2 = 0;- RX1 ∙ 2 l1 — Ft∙ l1 = 0; RX1=Ft/2 = 17833/2 = 8916,5 Н
Проверка: ∑X= 0; RX1 + RX2 — Ft= 0; 0 = 0
2. в плоскости YOZ:
∑М1 = 0;Fr ∙ l1 + Fa∙d2/2 – Ry2∙ 2 l1 = 0; в
Ry2 = (Fr ∙ l1+ Fa∙ d2/2)/ 2 l1; Н
Ry2 = (Fr ∙ 69+ Fa∙ d2/2)/ 2 ∙ 69 = 9314,7 Н
∑М2 = 0;- Ry1 ∙ 2 l1 + Fa∙ d2/2 – Fr ∙l1 = 0;
Ry1 = (Fa∙ d2/2 — Fr ∙ l1)/ 2 l1; Н
Ry1 = (Fa∙ 524/2 — Fr ∙ 69)/ 2 ∙ 69 = 2691,7 Н
Проверка: ∑Y= 0; — Ry1 + Ry2 – Fr= 0; 0 = 0
Суммарные реакции опор:
Pr1 = √ R2X1 + R2Y1; Н
Pr1 = √ 8916,5 2 + 2691,72 = 9313,9Н
Pr2 = √ R2X2 + R2Y2; Н
Pr2 = √ 8916,5 2 + 9314,72 = 12894,5Н
Выбираем подшипники поболее нагруженной опоре Z.
Принимаем шариковыерадиальные подшипники 219 легкой серии:
D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 108 кН; С0=95,6 кН.
5.3 Проверкадолговечности подшипника
Определим отношение Fa/С0
Fa/С0= 3162/95600 = 0,033
По таблице отношению Fa/С0 соответствует е = 0,25
Определим отношение Fa/VFr
V = 1
V – коэффициент при вращениивнутреннего кольца
Fa/VFr= 3162/6623 = 0,47
Определим эквивалентнуюнагрузку
Р = (x ∙ V ∙ Fr+ YFa) ∙ Kσ∙ KT; Н
Kσ = 1,8
Kσ – коэффициент безопасности
KT= 1
KT– температурный коэффициент
Y = 1,78
X = 0,56
Р = (0,56 ∙ 1 ∙6623+ 1,78 3162) ∙ 1,8∙1= 16807 Н
Определим расчетнуюдолговечность в млн.об.
L = (С/Р)3 млн.об.
L = (108000/16807)3 млн.об.
Определим расчетнуюдолговечность в часах
Lh1 = L ∙ 106/60∙ n3; ч
Lh1 = 265 ∙ 106/60 ∙ 2866 = 154 ∙103ч
Lh1 ≥ 10 ∙ 103
154 ∙103≥ 10 ∙103
5.4 Оценка пригодностивыбранных подшипников
Оценка пригодностивыбранных подшипников
Lh1 ≥ Lh
154 ∙103≥ 17987,2
154000 ≥ 17987,2
6. Конструированиеэлементов передачи
6.1 Выбор конструкции
Зубчатое колесо –кованое, форма – плоское
Шестерня выполнена заодно целое с валом
6.2 Расчет размеров
1. шестерня
Её размеры определенывыше
/>, />,/>
2. колесо
Его размеры определенывыше
/>, />,/>
Определим диаметрступицы:
dст = 1,6 ∙ dк; мм
dст = 1,6 ∙ 120 = 192 мм
Принимаем dст = 200 мм
Определим длину ступицы:
lст = (1,2 ÷1,5) ∙ dк; мм
lст = (1,2 ÷1,5) ∙ 120 = 144÷180 мм
Т.к. lст ≤ b2, принимаем lст = 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 открытойпередачи
7.1 Определение основныхпараметров передачи
Т.к. n1 = 732 об/мин, Р = 15 кВт, то выбираем сечение ремня В
Определим диаметрменьшего шкива:
d1 = (3÷4)3√Т1; мм
d1 = (3÷4)3√196,05 ∙ 103= 232,4 мм
Принимаем d1 = 200 мм
Определим диаметрбольшего шкива:
d2 = Uрп ∙ d1∙ (1-ε); мм
Uрп = 4
ε = 0,015
ε – относительноескольжение ремня
d2 = 4 ∙ d1 ∙ (1-0,015) = 788 мм
Принимаем d2 = 800 мм
Определим уточненноепередаточное значение:
i = d2/ d1(1- ε)
i = d2/ d1(1- 0,015) = 800/200(1- 0,015) = 4
Определим межосевоерасстояние в интервале (аmin; аmax)
аmin = 0,55 (d1 + d2)+Т0
аmax = d1 + d2
Т0= 13,5 мм
Т0 – высотасечения ремня
аmin = 0,55 (d1 + d2)+Т0 = 563 мм
аmax = d1 + d2 = 1000 мм
Принимаем а = 700 мм
Определим длину ремня:
L = 2а ∙ 0,5π(d1 + d2) + (d1 — d2)2/4а; мм
Lmin = 2а ∙ 0,5π(d1 + d2) + (d1 — d2)2/4а = 2824,57 мм
Lmax = 2а ∙ 0,5π(d1 + d2) + (d1 — d2)2/4а = 3698,57 мм
Принимаем Lp = 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 уточненноемежосевое расстояние:
а = 0,25 ∙ [(Lp-w) + √(Lp-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 ∙ CP/PO ∙ CL ∙ Cα ∙ CZ
PO = 5.83
PO – мощность, допускаемая для передачиодним ремнем
CL= 0,90
CL– коэффициент, учитывающий влияниедлины ремня
CP= 1,3
CP– коэффициент режима работы
Cα = 0,91
Cα – коэффициент угла обхвата
CZ= 0,95
CZ– коэффициент, учитывающий числоремнец в передаче
Z = 15 ∙ 1,3/5,83 ∙ 0,90 ∙0,91 ∙ 0,95= 4
Определим расчетнуюскорость ремня:
V = π ∙ d1∙ n1/60 = 3,14 ∙ 0,2 ∙ 731/60= 8 м/с
Определим натяжение ветвиремня:
Fo= (850 ∙ P ∙ CP ∙CL/z ∙ V ∙ Cα) + Ө ∙ V2 = 723 H
Ө — коэффициент,учитывающий центробежную силу
Ө = 0,3 Н∙с2/м2
Определим силу,действующую на вал:
Fв = 2 ∙ Fo∙ Z ∙ sinα1/2 = 1729 H
Определим ширину ободашкивов:
В = (Z-1) e +2f; мм
е = 25,5
f =17
В = (4-1) 25,5 +2∙17= 110 мм
Определим основныеразмеры 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
lст = 85 мм
г) наружный диаметрступицы
d1 = (1,8÷2) ∙ do = 86.4÷96 мм
do= 48 мм
do– диаметр отверстия
Принимаем d1 = 90 мм
Определим основныеразмеры шкива
d = 800 мм
а) толщина обода у края
S = 0,005 ∙ d + 3 = 7 мм
б) толщина выступа навнутренней 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 условномсечении спицы
h = 3√ 38 ∙ Fo ∙ d /z ∙[σu] мм
[σu]= 30 МПа
[σu] – допускаемое напряжение при изгибе
Z = 6
Z – число спиц
h = 3√ 38 ∙723 ∙ 800 /6 ∙ 30 = мм
д) размеры эллипса всечении спицы близ обода
а = 0,4h = мм
h1 = 0,8h = мм
а1 = 0,8а = мм
е) длина ступицы шкива
l ≤ В
lст = 85 мм
ж) наружный диаметрступицы
d1 = (1,8÷2) ∙ do = 100,8÷112 мм
do= 56 мм
do– диаметр отверстия
Принимаем d1 = 105 мм
7.2 Проверочный расчетпередачи
Определим напряжение отрастяжения
σ1 = Fo/S = 723/230 = 3,14 МПа
S = 230 мм2
S – площадь поперечного сечения ремня
Определим напряжение отизгиба ремня
Еu= 200 МПа
δ = толщина ремней
δ = 3 мм
δu = 200 ∙ 3/200 = 3 МПа
Определим напряжение отцентробежной силы
σV = p ∙ V2 ∙10-6
p = 1200 кг/м3
p – плотность ремня
σV = 1200 ∙ 82 ∙10-6= 0,08 МПа
Определим максимальноенапряжение в сечении ремня
σmax = σ1+ σu+ σV= 3,14 + 3 + 0,08 = 6,22 МПа
σmax≤ 7 МПа
6,22 ≤ 7
Определим коэффициент,учитывающий влияние передаточного отношения
Сi = 1.5 3√Upn –0.5 =
Определим рабочий ресурспередачи
Н0 = Nоу∙Lp∙(σ-1/σmax)8/60π∙ d1∙ n1 ∙ Ci ∙ CH; ч
Nоу = 4,7 ∙ 106
Nоу – базовое числоциклов
σ-1 = 7 МПа
σ-1 – пределвыносливости
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 соединительныхмуфт
Чтобы скомпенсироватьвозможную несоосность валов применяем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424-75
Определим расчетныйкрутящий момент
Трасч = К ∙Т3; Нм
К = 1,5
К – коэффициент,учитывающий характер работы муфты
Трасч = 1,5 ∙4672,24 = 7008,36 Нм
Трасч ≤Ттабл
Принимаем муфту типа МУВП4000-90-2,1 по ГОСТ 214240-75.
9. Расчет шпоночныхсоединений
9.1 Выбор материала иконструкции
Шпонки призматические сплоскими торцами.
Материал шпонок Ст45нормализованная.
9.2 Проверка шпонки напрочность
σсмmax = 2Т/d ∙ l (h-t1); МПа
[σсм] 100МПа
[σсм] –допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.
[σсм] 70МПа
[σсм] –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 28х16х70ГОСТ 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 шпонку28х16х125 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.
σсмmax = 2 ∙ 752,7 ∙ 103/56∙ 80(10-6) = 84 МПа
σсм ≤ 70
Принимаем шпонку 16х10х80ГОСТ 23360-78
10. Смазка редуктора иэлементов передачи
10.1. Выбор масла дляредуктора
Смазывание зубчатогозацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса до уровня, обеспечивающее погружение колеса примерно на 10 мм.
Определим объем маслянойванны:
V = 0.25 ∙ P; дм3
V = 0.25 ∙ 15 = 3,75 дм3
Т.к. σн =МПа и V = м/с, то рекомендуемая вязкостьмасла должна быть примерно = 50 ∙ 10-6 м2/с
Т.к. кинематическаявязкость = 50 ∙ 10-6 м2/с, то принимаем маслоиндустриальное И-50А по ГОСТу 20799-75.
10.2. Выбор смазки для подшипников
Камеры подшипниковзаполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 по ГОСТу 1957-73, периодическипополняем его шприцем через пресс-масленки.
11. Уточненный расчеттихоходного вала
11.1 Построение эпюркрутящего и изгибающего моментов
Сечение I – I
Изгибающие моменты:
1. в плоскости XOZ
M1X = RX2 ∙ l1 ∙ 10-3 = 8916,5 ∙ 69 ∙10-3 = 615 Нм
2. в плоскости XOZ слева от сечения
M1УЛ = RУ1 ∙ l1 ∙ 10-3 = 2691,7 ∙69 ∙ 10-3 = 185 Нм
3. в плоскости XOZ справа от сечения
M1УП = RУ2 ∙ l1 ∙ 10-3 = 9314,7 ∙69 ∙ 10-3 = 642 Нм
Суммарный изгибающиймомент
М1 = √M1X2 + M1УП2 = √6152 + 6422= 889
Крутящий момент
МК1 = Т3= 4672,24 Нм
Сечение II – II
Крутящий момент
МК2 = Т3= МК1 = 4672,24 Нм
Сечение III – III
Крутящий момент
МК3 = Т3= МК1 = МК2 = 4672,24 Нм
11.2 Определениекоэффициента запаса с усталостной прочностью
Определим геометрическиехарактеристики опасных сечений вала
Сечение I – I
Определим моментсопротивления при изгибе
W1 = πd3/32 = 3.14 ∙ 1103/32 =130604 мм3
Определим моментсопротивления при кручении
WК1 = πd3/16 = 3.14 ∙ 1103/16 = 261209 мм3
Определим площадь сечения
А1 = πd2/4 = 3.14 ∙ 1102/4 = 9499 мм2
Сечение II – II
Определим моментсопротивления при изгибе
W2 = πd3/32 = 3,14 ∙ 953/32 =84130 мм3
Определим моментсопротивления при кручении
WК2 = πd3/16 = 3,14 ∙ 953/16 = 168260 мм3
Определим площадь сечения
А2 = πd2/4 = 3,14 ∙ 952/4 = 7085 мм2
1. Расчет вала настатическую прочность
Сечение I – I
Определим напряжениеизгиба с растяжением (сжатием)
σ1 = 103∙ КП ∙ М1/ W1 + КП ∙ FA/A1
КП = 2,9
КП –коэффициент, зависящий от отношения максимального вращающего момента кноминальному
σ1 = 103∙ 0,9 ∙ 889/ 130604 + 0,9∙ 3749/9499 = 20,8 МПа
Определим напряжениекручения
τ1 = 103∙ КП ∙ МК1/ WК1 = 103 ∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 261209 = 51,8МПа
Определим частныйкоэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
STσ1 = σT/ σ1
σT – предел текучести
σT = 540 МПа
STσ1 = σT/ σ1 = 540/20,8 = 26
Определим частныйкоэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
STτ1 = τT/ τ1
τT – предел текучести при кручении
τT = 290 МПа
STτ1 = τT/ τ1 = 290/51,8 = 5,6
Определим общийкоэффициент запаса прочности по пределу текучести
Sτ1 = STσ1 ∙ STτ1/√ STσ12 + STτ12
Sτ1 = 26 ∙ 5,6/√ 262+ 5,62 = 5,5
Сечение II – II
σ2 = 103∙ КП ∙ М2/ W2 + КП ∙ FA/A2
М2 = 0
σ2 = 0 + 2,9∙ 3749/7085 = 1,5 МПа
τ2 = 103∙ КП ∙ МК2/ WК2 = 103 ∙ 2,9 ∙ 4672,24/ 168260 = 80,5МПа
STσ2 = σT/ σ2
STσ2 = σT/ σ2 =540/1,5 = 360
STτ2 = τT/ τ2 =290/80,5 = 3,6
Sτ2 = STς2 ∙ STτ2/√ STς22 + STτ22
Sτ2 = 3,6 ∙ 360/√3602 + 3,62 = 3,59
Sτ1 > [ST] 5,5> 2
Sτ2 > [ST] 3,59>2
Т.о. статическаяпрочность вала обеспечена
2. Расчет вала насопротивление усталости
Сечение I – I
Определим амплитудынапряжений и среднее напряжение цикла
σА1 =σU1 = 103 ∙ М1/ W1
σА1 =σU1 = 103 ∙ 889/ 130604 = 6,8 МПа
τ1А =τК1/2 = 103 ∙ МК1/2 ∙ WК1 = 103 ∙ 4672,24/2 ∙261209 = 8,9 МПа
τm1 = τ1А = 8,9 МПа
Определим коэффициентыснижения предела выносливости
КσD = (Кσ / Кdσ + 1/ КFσ – 1) / Кv
К τD = (К τ/ Кd τ + 1/ КF τ — 1) / Кv
Кσ / Кdσ = 4,75
К τ/ Кd τ = 5,65
КFσ = 0,91 – коэффициент влияниякачества поверхности
КF τ = 0,95 — коэффициент влияниякачества поверхности
Кv = 1
Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
КσD = (4,75+ 1/ 0,91 – 1) /1 = 4,85
К τD = (5,65 + 1/ 0,95 — 1) / 1 = 5,7
Определим пределывыносливости вала в рассматриваемом сечении
σ-1D = σ-1/ КσD
σ-1 = 360МПа
σ-1 –предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ-1D = 360/ 4,85 =74,2 МПа
τ-1D = τ-1 / К τD
τ-1 =200 МПа
τ-1 –предел выносливости при симметричном цикле кручения
τ-1D = 200 / 5,7 = 35,1МПа
Определим коэффициентвлияния ассиметрии цикла
ΨτD = Ψτ/ К τD
Ψτ = 0,09
Ψτ –коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений
ΨτD = 0,09/ 5,7 = 0,016
Определим коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям
Sσ = σ-1D/ σА1 = 74,2/6,8 =10,9
Определим коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям
S τ = τ-1D / τ1А +ΨτD∙ τm1 = 35,1 / 8,9 +0,016∙8,9 = 3,9
Определим коэффициентзапаса прочности в рассматриваемом сечении
S = Sσ∙ S τ / √Sσ2+ S τ2 = 10,9 ∙ 3,9 / √10,92+ 3,92 = 3,7
Сечение II – II
σа2 = σU2 = 103 ∙ М2/ W2
σа2 = σU2 = 0
τа2 = τК2/2 = 103 ∙МК2/2 ∙ WК2 = 103 ∙ 4672,24/2 ∙168260 = 13,8 МПа
τm2 = τа2 = 13,8 МПа
Определим коэффициентснижения предела выносливости
К τD = (К τ/ Кd τ + 1/ КF τ — 1) / Кv
К τ/ Кd τ = 2,8
КF τ = 0,935 — коэффициент влияниякачества поверхности
Кv = 1
Кv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
К τD = (2,8 + 1/ 0,935 — 1) / 1 = 2,87
Определим пределывыносливости вала в рассматриваемом сечении
τ-1D = τ-1 / К τD
τ-1D = 200 / 2,87 = 69,7МПа
Определим коэффициентвлияния ассиметрии цикла
ΨτD = Ψτ/ К τD
ΨτD = 0,09/ 2,87 = 0,031
Определим коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям
S τ = τ-1D / τа2 +ΨτD∙ τm2 = 69,7 / 13,8 +0,031∙13,8 = 4,9
Тогда коэффициент запасапрочности в рассматриваемом сечении
S = S τ = 4,9
S1 > [S] 3,7 > 1
S2 > [S] 4,9 > 2
Т.о. сопротивлениеусталости вала обеспечено.
Заключение
В результате работы надпроектом был разработан привод ленточного транспортера для перемещения песка ищебня в карьере полностью отвечающий требованиям технического задания.
Список литературы.
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов«Конструирование узлов и деталей машин» 2003 г.