Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
Вятский Государственный Университет
Кафедра сопротивления материалов
Курсовая работа.
На тему:
“Конструирование и расчет
основных элементов
привода.”
Вариант 2
(+шаг 2 ).
Выполнил: студент гр.ПТ-21 Воробьев А.
Проверил: Кайгородцев А.В.
Киров
2005г.
Задание: спроектировать и рассчитать ведущий и ведомый валы одноступенчатого прямозубого редуктора, входящего в состав привода ленточного транспортера.
Исходные данные:
-полезная сила, передаваемая лентой транспортера …кH ;
-рабочая скорость ленты ………………………………. ;
-диаметр ведущего барабана ……………………………мм
-редуктор цилиндрический горизонтальный;
-материал валов и зубчатых колес – сталь Ст6, ……….МПа ;
-углы наклона линий центров к горизонту шкивов и звездочек соответственно;
-номинальная долговечность подшипников качения редуктора -
1 этап. Кинетический и силовой расчет привода.
1.1 Схема привода.
1 – электродвигатель;
2 – передача клиноременная;
3 – редуктор цилиндрический одноступенчатый;
4 – передача цепная;
5 – барабан ведущий ленточного транспортера.
б.
- α β
α - β
Тип редуктора
α – угол наклона линии центров шкивов к горизонту;
β – угол наклона линии центров звездочек к горизонту.
1.2 Общий КПД привода.
Примем для клиноременной передачи , для прямозубого цилиндрического редуктора ,для открытой цепной передачи и для каждой пары подшипников .
1.3 Мощность на барабане.
1.4 Требуемая мощность электродвигателя.
1.5Общее передаточное число.
1.6 Рабочая скорость барабана.
1.7 Диапазон возможных скоростей электродвигателя .
1.8 Выбор электродвигателя.
Выберем по каталогу электродвигатель 4А160S4У3
1.9 Фактическое общее передаточное число.
.
1.10 Распределение общего передаточного числа между, ступенями привода.
Примем для зубчатого редуктора , а для цепной передачи .
Тогда .
Примем .
1.11 Определение моментов на валах и скоростей их вращения.
1 вал – вал электродвигателя.
2 вал.
3 вал.
4 вал.
1.12 Проверка вычислений.
Следовательно, все необходимые вычисления выполнены, верно.
2. Определение нагрузок на валу редуктора.
2.1 Ведущий вал.
Нагрузку от клиноременной передачи определяем ориентировочно. Диаметр ведущего шкива.
, - в Н мм.
берем из первого этапа.
= 19,67Нм.=19670Нмм
мм
Примем по стандарту =112 мм.
Тогда диаметр ведомого шкива
мм
Примем по стандарту =325 мм.
Окружное усилие клиноременной передачи
H.
Ориентировочное усилие ременной передачи, действующее на вал:
H Примем =1,08 кH.
Нагрузку на вал от прямозубой цилиндрической передачи также определяется ориентировочно.
Делительный диаметр шестерни.
, - в Нмм.
Момент на ведомом валу редуктора соответствует моменту всего привада, т.е. =210,58 Нм.
Коэффициент зависит от марки стали.
Углеродистая сталь 45 , =400 МПа , =2,28 , =4.
мм.
Примем =50 мм .
Делительный диаметр зубчатого колеса:
мм.
Окружное усилие зубчатой передачи:
кН.
Примем = 2,1 кН.
Радиальное усилие передачи:
кН.
Примем =0,76 кН .
2.2 Ведомый вал.
Определяем нагрузку от цепной передачи.
Число зубьев ведущей звездочки
.
Число зубьев ведомой звездочки:
.
Усилие, передаваемое цепью на вал.
- коэффициент, зависящий от угла наклона линии центров ().
- начальное натяжение цепи, вызванное ее собственным весом.
, =1,05.
Окружное усилие цепной передачи:
, где
По кинематическому расчету (1 этап, пункт ) угловая скорость ведущей звездочки . При такой скорости шаг =31,75 мм.
Диаметр делительной окружности ведущей звездочки:
мм.
Окружное усилие:
Н.
Н.
Примем =2,1 кН.
Нагрузки на ведомый вал от зубчатой передачи такие же, что и на ведущий, т.е.
=2,1 кН , =0,76 кН.
3.Конструирование и расчет валов редуктора.
3.1 Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов берем:
Моменты на валах =54,82Н м, =210,58 Н м, делительные диамет-ры шестерни и колеса =50 мм и =200 мм.
Межосевое расстояние:
мм.
Ширина венца зубчатого колеса:
, где -коэффициент ширины венца.
Для прямозубых цилиндрических передач при симметричном расположении
колес =0,4…0,5.
Примем =0,5.
мм.
Ширина венца шестерни выполняется на 2…4 мм больше, что обеспечивает
перекрытие зубьев по их длине для лучшей приработке.
мм.
Диаметр вала под ведомый шкив клиноременной передачи (диаметр хвосто-вика вала).
где =15…20 МПа –допускаемое касательное напряжение при кручении, пониженное для учета изгиба хвостовика нагрузкой от ременной передачи.
мм.
Т.к. шпоночная канавка под шкив ослабляет сечение вала, его диаметр увеличивают на 5…8 % .
мм.
Примем с учетом стандарта …………………….=25 мм.
Диаметры остальных участков вала принимаем с последовательным их увеличением.
Диаметр вала под уплотнение …………………. мм;
Диаметр вала под подшипник качения ………. мм;
Диаметр вала под шестерню …………………… мм;
Диаметр буртика для упора шестерни ………… мм.
С учетом мм, выбираем по стандарту радиальный, однорядный, несамоустанавливающийся шарикоподшипник легкой серии 206.
Параметры подшипника:
внутренний диаметр ………………………………=30 мм;
наружный диаметр …………………………………D=62 мм;
ширина ………………………………………………B=16 мм;
динамическая грузоподъемность …………………..Cr=19,5 кН.
Т.к. диаметр вала под шестерню мм отличается от делительного диаметра шестерни =50 мм незначительно, шестерня выполняется за одно целое с валом (вал-шестерня).
Длины отдельных участков вала.
Длина хвостовика .
Примем мм.
Длину участка вала под уплотнение можно принять равной ширине подшипника мм.
Для предотвращения вымывания консистентной смазки из подшипников жидкой смазкой редуктора с внутренней стороны на валу устанавливаются мазеудерживающие кольца. Их ширина принимается равной 8…12 мм.
Между внутренней стенкой корпуса редуктора и боковой поверхностью шестерни должен быть обеспечен зазор А = 8…10 мм.
Таким образом, длина консольной части вала:
мм.
Половина длины пролетной части вала:
мм.
Вся длина пролета мм.
По полученным размерам вычерчиваем эскиз вала, схему его нагужениявнешними силами, определяем опорные реакции в подшипниках в вертикальной и горизонтальной плоскостях и строим эпюры внутренних усилий и .
Исходные данные к расчету ведущего вала:
=1,08 кH , .
=2,1 кН =0,76 кН
Вертикальная плоскость YOZ.
Сумма моментов относительно точки А:
Отсюда кН.
Сумма моментов относительно точки В:
Отсюда кН.
Проверка реакций – сумма проекций сил на ось Y:
Горизонтальная плоскость XOZ:
Сумма моментов относительно точки А:
Отсюда кН.
Сумма моментов относительно точки В:
Отсюда кН.
Проверка реакций – сумма проекций сил на ось X:
1 эпюр МZ:
Крутящий момент на ведущем валуна участке от О до К равен моменту Т1.
Т1=54,82 Нм
Нм.
2 эпюр МX :
3 эпюр МY :
4 эпюр МИ :
Проверка статистической прочности вала.
Сечение А :
По четвертой энергетической теории прочности определяется эквивалентный момент в сечении:
Диаметр вала в сечении А - мм, осевой момент сопротивления вала:
Проверка крутильной жесткости вала.
Так как вал редуктора передает крутящий момент, который в процессе работы может изменяться, возможно появление крутильного колебания вала. Поэтому необходима проверка его крутильной жесткости по формуле:
, где - минимальный полярный момент инерции сечения вала в его самой тонкой части .
Допустимый относительный угол закручивания задается в пределах:
Для заданного расчета примем
Таким образом, крутильная жесткость вала обеспечивается.
3.2 Ведомый вал.
Диаметр вала под ведущую звездочку цепной передачи (диаметр хвостовика вала ).
мм.
С учетом шпонки под ведущую звездочку:
мм.
Примем с учетом стандарта ………………………..мм.
Диаметр вала под уплотнение ……………………... мм.
Диаметр вала под подшипник качения ……………. мм.
Диаметр вала под зубчатое колесо ………………….мм.
Диаметр буртика для упора колеса ………………….мм.
С учетом мм выбираем по стандарту радиальный, однорядный, не самоустанавливающийся шарикоподшипник легкой серии 210.
Параметры подшипника:
внутренний диаметр…………………. ……………. .мм,
наружный диаметр…………………………………..мм,
ширина…………………………………………………мм,
динамическая грузоподъемность …………………… кН.
Осевые размеры участков вала:
Длина хвостовика мм
Примем =48 мм, мм, =8,5 мм, А=10,75мм.
Длина консольной части вала:
мм.
Половина длины пролетной части вала:
мм.
Вся длина пролета мм.
Далее, как и для ведущего вала, вычерчиваем эскиз вала ведомого, схема его нагружения внешними силами, определяются спорные реакции в двух плоскостях и строятся эпюры моментов.
По полученным размерам вычерчиваем эскиз вала, схему его нагужениявнешними силами, определяем опорные реакции в подшипниках в вертикальной и горизонтальной плоскостях и строим эпюры внутренних усилий и .
Исходные данные к расчету ведомого вала:
=2,2 кH , .
кН.
кН.
=2,1 кН =0,76 кН
Вертикальная плоскость YOZ.
Сумма моментов относительно точки А:
Отсюда кН.
Сумма моментов относительно точки В:
Отсюда кН.
Проверка реакций – сумма проекций сил на ось Y:
Горизонтальная плоскость XOZ:
Сумма моментов относительно точки А:
Отсюда кН.
Сумма моментов относительно точки В:
Отсюда кН.
Проверка реакций – сумма проекций сил на ось X:
1 эпюр МZ:
Крутящий момент на ведомом валу на участке от О до К равен моменту Т1.
Т1=210,58 Нм
Нм.
2 эпюр МX :
3 эпюр МY :
4 эпюр МИ :
Проверка статистической прочности вала.
Сечение К :
По четвертой энергетической теории прочности определяется эквивалентный момент в сечении:
Диаметр вала в сечении К - мм, но сечение ослаблено шпоночной канавкой. Размеры паза под шпонку выбираются по стандарту : b=16мм, t1=6мм.
Момент сопротивления такого сечения вычисляется по формуле:
Таким образом, статистическая прочность в опасных сечениях обеспечивается .
Сечение В:
Диаметр вала в сечении К - мм.
Момент сопротивления такого сечения вычисляется по формуле:
Таким образом, статистическая прочность в опасных сечениях обеспечивается .
Проверка крутильной жесткости вала.
Так как вал редуктора передает крутящий момент, который в процессе работы может изменяться, возможно появление крутильного колебания вала. Поэтому необходима проверка его крутильной жесткости по формуле:
, где - минимальный полярный момент инерции сечения вала в его самой тонкой части .
Допустимый относительный угол закручивания задается в пределах:
Для заданного расчета примем
Таким образом, крутильная жесткость вала обеспечивается.
4.Проверочные расчеты.
4.1 Проверка стальных шпонок на прочность.
Расчет на смятие:
Величину допускаемого напряжения на смятие при использование стальных шпонок принимают в пределах 100…180 МПа.
Большие значения – при легком режиме работы, меньше - при переменных значениях крутящего момента.
Примем для данного момента МПа
Соединение ведущего вала со шкивом ременной передачи.
Диаметр вала =25 мм. Шпонка ,мм.
Н/мм2<=120 Н/мм2.
Ведомый вал. Соединение вала с зубчатым колесом.
Диаметр вала мм. Шпонка , мм.
Н/мм2<=120 Н/мм2.
Соединение ведомого вала со звездочкой.
Диаметр вала мм. Шпонка , мм.
Н/мм2<=120 Н/мм2.
Таким образом, прочность всех шпоночных соединений редуктора обеспечивает
4.2Проверка подшипников качения на долговечность.
Если подшипник, выбран по каоструктивным соображениям (по диамтру цапфы ),то его птоверяют на долговечность по формуле:
, где
- долговечность выбранных подшипников (расчетный ресурс в часах);
- номинальная долговечность (по заданию =12000 ч);
- динамическая грузоподъемность подшипника;
- эквивалентная или приведенная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник;
p – показатель степени; для шарикоподшипников p = 3.
Эквивалентная нагрузка:
, где
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно.
- радиальная нагрузка на наиболее нагруженном подшипнике:
- осевая нагрузка; в данном примере=0.
- коэффициент кольца подшипника; при вращении внутреннего кольца
=1.
- коэффициент безопасности, зависит от характера нагрузки; при
спокойной нагрузке без толчков = 1.
- температурный коэффициент; если температура подшипника не превышает 100, .
Подшипники ведущего вала.
Наиболее нагруженный ведущего вала - подшипник А:
кН , кН.
кН.
= =2,54кН.
Динамическая грузоподъемность Cr=19,5 кН.
Частота вращения вала n =n2=1008,62 мин –1.
Т.к. долговечность недостаточна, подшипник легкой серии 206 следует заменить на подшипник средней серии 306. Его динамическая грузоподъемность Cr=28,1кН.
Наиболее нагруженный ведомого вала - подшипник В:
кН , кН.
кН.
= =4,22кН.
Динамическая грузоподъемность Cr=35,1 кН.
Частота вращения вала n =n3=252,155 мин –1.
В этом случае долговечность выбранного подшипника достаточна.
Достарыңызбен бөлісу: |