Расчет привода скребкового транспортера

lign="justify">     В не реверсивной передаче напряжения кручения носит пульсирующий характер. α=[ σ_-1]/ [ σ₀]

     где [ σ_-1]-допускаемое знакопеременное напряжение для вала; [ σ₀]-допускаемое пульсирующее напряжение для вала. Усредненные значения допускаемых напряжений для валов приведены в табл. 5.3.

     Расчетные диаметры вала в характерных точках:

     d= мм

     где М_пр – Н*мм; [ σ_-1]-МПа (табл. 5.3)

     Расчет  для входного вала:

                                            R_AX=F_t/a=> F_t=2T₁/ d_w1=2*183000/

                                           /70=5228,6 Н

                                           R_AX=5228,6/62,5=83,7 Н*мм

                                           F_r= F_t*tg16=1903,1 Н

                                           R_BX=R_AX, R_AY=1903,1/62,5=30,4 Н

                                           M_И=√5228,5²+1903,1²=5564 Н

                                           М_пр1=√0²+(0,6*183000)²=10980

                                           Н*мм

                                           М_пр2=√5564²+(0,6*183000)²=109940

                                           Н*мм

                                           d= =23 мм 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     5. Проверка вала на выносливость, жесткость и статическую прочность

     При одновременном действии нормальных и касательных напряжений

     n=n_σ*n_τ/√ n²_σ+ n²_τ≥[n],

     Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

     n_σ= σ_-1/К_σDσ_a+ψ_σσ_m≥[n],

     для касательных напряжений

     n_τ= τ_-1/К_τDτ_a+ψ_ττ_m≥[n],

     В приведенных формулах σ_-1-предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба (табл.5.1); τ_-1-предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжения (табл.5.1); σ_a, τ_a- амплитуда номинальных напряжений соответственно изгиба и кручения; σ_m, τ_m- среднее значение номинальных напряжений; ψ_σ, ψ_τ - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении:

     значение  ψ_σ, ψ_τ смотрим в табл. 5.1.

     ψ_σ=0,15; ψ_τ=0,1

     Напряжение  изгиба в валах изменяются по симметричному знакопеременному циклу и

     σ_a=σ=>σ_a=61,85   σ_m=0.

     Для вала нереверсивной передачи приближенно  принимается, что напряжение кручения изменяются по пульсирующему от нулевого цикла, тогда

     τ_a=τ_m=τ/2                                     τ_a=28,98/2=14,5  МПа

     Напряжение  изгиба и кручения находим по формулам сопротивления материалов

     σ=М_И/W_o; τ=Т/ W_р; σ=668000/10800=61,85; τ=668000/23050=28,98

     где М_И, Т- изгибающий и крутящий моменты; W_o, W_р- осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала с (табл. 5.9)

     В сечении сплошного вала по шпоночному пазу

     Эффективный коэффициент концентраций напряжений для детали К_σD (или К_τD) при отсутствии технологического уплотнения определяют по формуле  

     К_σD=К_σ+Кⁿ_σ-1/ε_σ=2,20+1,17-1/0,94=2,52

     К_τD= К_τ+К^τ_σ-1/ε_τ=2,1+1,17-1/0,84=2,70

а составляющие принимаем с (табл. 5.12 и 5.16)

     Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

     n_σ= σ_-1/К_σDσ_a+ψ_σσ_m≥[n];      n_σ=450/2,52*61,85+0,15*0=2,89  

     Запас прочности для касательных напряжений:

     n_τ= τ_-1/К_τDτ_a+ψ_ττ_m≥[n];         n_τ= 250/2,70*14,5+0,1*28,98=5,95

     n=n_σ*n_τ/√ n²_σ+ n²_τ≥[n],        n=2,89*5,95/√2,89²+5,95²=2,60>[n]=1,8

     [n]-допускаемое значение выносливости :при приближенной расчетной схеме, осредненных механических характеристиках, умеренных требованиях к технологии (большинство валов общего машиностроения) равный 1,5…1,8. 
 
 

     6. Расчет шпоночного соединения

     Смятие  от крутящего момента в разных сечениях:

1. σ_см=4Т/dℓ_ph≤ σ_см;        4*334000/40*80*8=25,09 МПа≤ [σ_см]
2. σ_см=4Т/dℓ_ph≤ σ_см;       4*334000/42*28*8=140,2 МПа≤ [σ_см]
3. σ_см=4Т/dℓ_ph≤ σ_см;       4*91500/425*18*6=143,5 МПа≤ [σ_см]

     В общем машиностроении допускаемое напряжение на смятие принимают равным [σ_см]=80…150 МПа. Здесь ℓ_p-рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани. d, h, ℓ_p-значения подбирались (табл. 5.19). Призматические шпонки и пазы по СТ СЭВ 189-75 и по ГОСТ 10748-79. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

     Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов

     L=(C_н/P_н)^p

     где С₁=28900, С₂=13100 каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника, Н; Р- эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник, Н; р- степенной показатель, для шарикоподшипников р=3.

     Из  формулы находим Р:

1. P₁=V*F_r*K_b*K_T=1*434,21*1,1=477,63 H
2. Р₂= V*F_r*K_b*K_T=1*1903,1*1.1=2093,4 Н

     где F_r- радиальная нагрузка на подшипник, Н; V- коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления нагрузки V=1); К_b=1 коэффициент безопасности (табл. 6.3); К_т=1,1 температурный коэффициент (табл. 6.4).

     Номинальная долговечность подшипника:

     L₁=(28900/477,63)³=221471,06 мил/об.

     L₂=(13100/2093,4)³=245,05 мил/об.

     Номинальная долговечность подшипника (ч) L_ч связана с долговечностью L зависимостью:

1. L_h=10⁶ L_n/60n=10⁶*221471,06/60*100=36911843 ч
2. L_h=10⁶ L_n/60n=10⁶245,05/60*100=40841,7 ч

 

       
 

Выводы

     В процессе проектирования Я освоил опыт проектирования, накопленный в промышленности и отраженный в ГОСТах, стандартах.

     В объеме курсового проекта оптимизация может быть произведена при проектировании редукторов с обеспечением условий равнопрочности деталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием, разбивке общего передаточного числа между ступенями.

     Основные  задачи проектирования которые выполнил:

1. Расширил и углубил знания, полученные при изучении предшествующих теоретических курсов.
2. Закрепил навыки практических и расчетов использованием вычислительных средств (SolidWorks).
3. Проработал отдельные элементы научно-исследовательской работы путем углубления в отдельные вопросы.
4. Усвоил общие принципы расчета и конструирования типовых деталей и узлов с учетом конкретных эксплуатационных и технологических требований и экономических соображений.
5. Ознакомился с Государственными стандартами, справочными материалами и правилами их использования. Особое значение стандартизация приобретает в машиностроении, отличающемся многообразием типоразмеров и конструктивных форм изделий, применяемых материалов и инструментов.

     Благодаря стандартизации, повышается качество продукции, снижается стоимость, удешевляется ремонт, обеспечивается взаимозаменяемость вышедших из строя деталей.   Стандартизация технических условий, расчетов и методов испытаний способствует улучшению качества и повышению надежности изделий.  
 

     Список  литературы

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. М.: Машиностроение, 1978. Т. 2. 560 с.
2. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б. В., Парель Л. Я. Подшипники качения.М.: Машиностроение, 1975. 574 с.
3. Готовцев А. А., Столбин Г. Б., Котенок И. П. Проектирование цепных передач. М.: Машиностроение, 1973.376 с.
4. Детали машин. Атлас конструкций/ Под ред. Д. Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.
5. Детали машин: Расчет и конструирование / Под ред. Н. С. Ачеркана. М.: Машиностроение, 1969. Т.3. 470 с.
6. Допуски и посадки / Под ред. В. Д. Мягкова. М.: Машиностроение, 1978. Ч. 1, 2.1032 с.