Спроектировать привод к скребковому транспортеру

Р_E2 = V∙X∙ F_R2∙K_Б∙К_Т = 1∙1∙8911∙1,4∙1 = 12475 Н.

Зная приведенную  нагрузку, определю теперь долговечность  предварительно принятого подшипника в миллионах оборотов, расчет буду вести для более нагруженного подшипника опоры 2:

686 млн. об/мин. 

Теперь  определю долговечность подшипника в часах, по следующей формуле: 

ч.

где n = 605 мин^-1 – частота вращения ведущего вала.

Данная  полученная долговечность сверх допустимого.

Теперь  осуществляю расчет вала конического  колеса:

Подшипник роликовый конический 7311 грузоподъемность С = 65 кН, е = 0,41.

 При установке вала на конические роликовые радиально-упорные подшипники и действии на них радиальной F_R и осевой F_a внешних нагрузок (см. рисунок ниже)

в подшипниках 1 и 2 возникают осевые составляющие S₁ и S₂ от радиальных реакций опор F_R1, которые в моем случае равны следующему F_R1 = R_rВ = 5245 Н и F_R2 = R_rГ = 5509 Н. F_a = F_a1 = 1229 H.

Найду осевые составляющие

S₁ = 0,83∙е∙F_R1 = 0,83∙0.41∙5245 = 1785 Н.

S₂ = 0,83∙е∙F_R2 = 0,83∙0,41∙5509 = 1875 Н.

Так как S₂ < S₁ (1875 < 1785) и F_a > S₂ – S₁ (1229 > (1875 – 1785) = 90), то в соответствии с таблицей 6.2. (см. [4], стр. 102) найду осевые силы, нагружающие подшипники:

R_a1 = S₁ = 1785 H

R_a2 = R_a1 + F_a = 1785 + 1229 = 3014 Н.

Отношение R_a1/V∙ F_R1 = 1785/1∙5245 = 0,34 < e = 0,41. Значит для опоры 1 Х = 0 Y = 0

Отношение R_a2/V∙ F_R2 = 3014/1∙5509 = 0,55 > e = 0,41. Значит для опоры 2 Х = 0,4 Y = 1,46. ( см. [8], стр. 354, табл. 17.1)

Теперь  найду эквивалентные динамические нагрузки.

Р_E1 = V∙X∙ F_R1∙K_Б∙К_Т = 1∙1∙5245∙1,4∙1 = 7343 Н.

Р_E2 = (V∙X∙ F_R2 + Y∙F_a2)∙K_Б∙К_Т = (1∙0.4∙5509 + 1.46∙3014)∙1.4 = 9246 Н.

Зная приведенную  нагрузку, определю теперь долговечность  предварительно принятого подшипника в миллионах оборотов, расчет буду вести для более нагруженного подшипника опоры 2:

Теперь  определю долговечность подшипника в часах, по следующей формуле: 

где п = 192 мин^-1 – частота вращения вала колеса.

Данная  полученная долговечность сверх  допустимого. 

3.1.6. Построение эпюр  изгибающих моментов. 

Зная опорные  реакции, построю эпюры изгибающих моментов.

Сначала построю эпюры изгибающих моментов для вала шестерни.

1. Строю  эпюру изгибающих моментов М_Х:

∑М_ХС = 0;

∑М_ХБ = F_P∙l₃ = 2364∙59 = 139476 Н∙мм;

∑М_ХА = F_t∙ l₁ = 3542∙45 = 159390 Н∙мм.

2. Строю  эпюру изгибающих моментов М_Y:

∑М_YБ = 0;

∑М_YА = R_АВ∙l₂ = -3498∙45 = -157410 Н∙мм;

∑М_YД = F_a1∙d₁/2 = 389∙68/2 = 13226 Н∙мм.

3. Строю  эпюру суммарных изгибающих моментов:

М_ИС = 0;

М_ИБ = √ (М_ХС)² + (М_ХБ)² + M_P = √0² + (139476)² + 139476 = 278952 Н∙мм;

М_ИА = √ (М_XA)² + (М_YA)² = √(159390)² + (-157410)² = 224016 Н∙мм

М_ИД = √ (М_XД)² + (М_YУ)² = √(13226)² + 0² = 13226 Нм.

4. Строим эпюру крутящих моментов:

М = Т₂ = 85000 Н∙мм.

8. Опасным  является сечение Б, т. к. М_иБ = М_max,концентратор напряжений – роликовый конический подшипник. Теперь найду, зная, что опасным сечением является сечение Б, найду для него эквивалентный момент:

М_ЭКВ. = √ (М_ИБ)² + Т² = √ (278952)² + (85000)² = 291615 Н∙мм. (см. МУ-3, стр. 28).

Теперь  построю эпюры изгибающих моментов для вала конического колеса.

1. Консольная  сила прикладывается параллельно  окружной и имеет противоположное  ей направление.

Определяем  осевой изгибающий момент: 

Ма = Fa (Н ·мм)

2. Строим эпюру изгибающих моментов М_Х: 

;

Н∙мм

(Н·мм);

;

3. Строим эпюру изгибающих моментов М_у: 

;

(Н·мм);

(Н·мм);

;

4. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов: 

М_ис = 0;

М_иГ = (Н·мм);

М_иД = (Н·мм);

М_и'Д = (Н·мм);

М_иВ = 0; 

5. Строим эпюру крутящих моментов:

М_z = Т₃ = 538000 (Н·мм);

6. Опасным является сечение Д, т. к. М_иД = М_max,концентратор напряжений – шпоночный паз. Теперь найду, зная, что опасным сечением является сечение Б, найду для него эквивалентный момент:

М_ЭКВ. = √(М_ИД)² + Т² = √(556865)² + (538000)² = 774301 Н∙мм

3.2. Расчет на статистическую  прочность. 

Этот расчет производят с учетом перегрузок – таких нагрузок, в которых учтены наиболее тяжелые условия работы. Величина перегрузок зависит от конструкции передачи. В моем случае, перегрузку я принимаю как прочность детали, связанной с валом, но менее прочной, чем вал (прочностью шпонки), так как в моей схеме отсутствуют предохранительные устройства (типа муфт предельного момента).

Из сопоставления  размеров валов и эпюр изгибающих моментов, следует, что наиболее нагруженным  является вал конического колеса. Значит расчет на статистическую прочность буду вести для данного вала.

Величина  перегрузки характерезуется коэффициентом  перегрузки К_П = Т_max/T,

где Т_max – максимальный, кратковременно действующий момент, например максимальный пусковой момент электродвигателя;

Т – расчетный момент (длительно действующий, например, номинальный момент электродвигателя). Из пункта 1.3.2. данного курсового проекта известно, что К_П = Т_max/T = 2,2.

Зная К_П, найду теперь эквивалентное напряжение, как напряжения изгиба, по следующей формуле:

s_ЭКВ. = М_ЭКВ./W ≤ [s]_И (см. МУ-3, стр. 30).

где  М_ЭКВ. = 774301 Н∙мм – эквивалентный момент опасного сечения вала шестерни;

W = 0,1∙d³ – геометрическая характеристика опасного сечения. d – диаметр вала опасного сечения, который равен 32 мм.

W = 0,1∙d³ = 0,1∙(66)³ = 28750 мм³.

s_ЭКВ. = М_ЭКВ./W = 774301/28750 = 27 Н/мм² < 80 Н/мм² (см. МУ-3, стр. 31, табл. 2.3).

Теперь  определю коэффициент запаса прочности  по текучести (см. МУ-3, стр. 30):

S_T = s_T/К_П∙s_ЭКВ. = [s]_T = 1,4….3.

где s_Т – предел текучести материала вала, равный s_Т = 500 МПа (см. пункт 3, данного проекта).

S_T = s_T/К_П∙s_ЭКВ. = 500/2,2∙27 = 8,4. > [s]_T = 1,4….3.

Статическая прочность вала в сечении Д  обеспечивается.

Расчет  сечения Д на сопротивление  усталости. Произведу расчет на выносливость , определением коэффициента запаса усталостной прочности, по следующей формуле (см. МУ-3, стр. 31):

s = s_s ∙s_t/√ s_s²  +s_t²,

где s_s и s_t - коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям, равные:

s_s = s_-1/К_s∙∙s_а/e∙β + ψ_s∙s_т;

s_t = t_-1/К_∙t∙t_а/e∙β + ψ_t∙t_т,

где s_-1 и t_-1 – пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом, равный в моем случае s_-1 = 320 МПа и t_-1 = 200 МПа (см. МУ-3, стр.5, табл. 1.1).

e - масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала, равный 0,65 (см. [7] стр. 166);

К_s и К_∙t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно, равные К_∙t = 1,7 К_s = 1,55. (см. [7] стр. 166);

β – коэффициент упрочнения, учитывающий влияние состояния поверхности и вводимое для валов с поверхностным упрочнением, равный 1,6…1,7. (см. МУ-3, стр. 32, табл. 2.4).