- •Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана
- •Расчетно-пояснительная записка
- •Оглавление
- •Введение
- •Задание на курсовой проект
- •Краткое описание работы основного механизма
- •Исходные данные для курсового проекта
- •Технические требования
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •1.1 Определение мощности.
- •Определение частоты вращения приводного вала.
- •Определение передаточного отношения привода.
- •Допускаемые напряжения:
- •Шестерня
- •Определение размеров натяжного устройства
- •6. Уточненный расчет валов
- •Быстроходный вал
- •Тихоходный вал
- •7.Расчет шпоночных и шлицевых соединений Шпоночное соединение
- •Шлицевое соединение
- •9.Выбор смазки редуктора и подшипников
- •11.Подбор посадок основных деталей редуктора
- •12. Сборка редуктора
- •13. Сборка привода
- •14. Техника безопасности
- •Список используемой литературы
6. Уточненный расчет валов
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему (или отнулевому).
При уточнённом расчёте определяют действительный коэффициент запаса прочности “n” в опасных сечениях и сравнивают с допускаемым, т.е. -условие прочности.
Быстроходный вал
Материал-Сталь 45.
Термообработка-улучшение;
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Проверяем сечение на ведущем валу под шкивом, где действует только крутящий момент.
Здесь возникают только касательные напряжения.
b*h;t1;размеры шпонки ведущего вала.
ТБ-момент на ведущем валу редуктора = 75,22*10 Н*мм
b=10 мм
h=8 мм
t1=5 мм
(1)
(2)
Коэффициент запаса прочности:
=0,78 =7,87 МПа
=1,8 =0,05
=1,5 =7,87 МПа
=(5÷10) ; =10;
; 12,32 ≥ 10;
Удовлетворяет условию прочности.
Тихоходный вал
Материал - Сталь 45.
Термообработка-улучшение
Предел выносливости:
Рассчитываем сечение под колесом.
ТТ -момент на ведомом валу. ТТ=477,5 Н* мм
Из эпюр изгибающих моментов:
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления кручению :
Где:
t1=5,5 мм
b=10 мм h=9 мм
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:
=0 т.к. =0
=0,68
=1,5
=8,4 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
=5,5 МПа
=0,68 =0,05
=1,5 =5,5 МПа
Общий коэффициент запаса прочности :
=(5÷10)
=(5÷10); =10;
; 13,22 ≥ 10;
Удовлетворяет условию прочности.
7.Расчет шпоночных и шлицевых соединений Шпоночное соединение
Выбираем для конца быстроходного вала и тихоходного вала призматические шпонки по ГОСТ 23360-78.
Номинальный крутящий момент T1=75960 Н*мм;T2=477500 Н*мм;
Диаметр вала d1=30 мм, d2=75 мм , поэтому параметры шпонок следующие:
Ширина b= 10мм; b=10 мм;
Высота h=8 мм; h=9 мм;
Глубина паза t1=5 мм; t1=5,5 мм;
Глубина паза вала t=3,3 мм; t=3,8 мм;
Длина Lш=Lв-10=40-10=30 мм. Lш=Lв-10=60-10=50 мм.
Т.к. шпонка передаёт вращающий момент необходим расчёт на смятие и на срез.
Расчёт шпонки на смятие
; ; ;
МПа. МПа.
Расчёт шпонки на срез
;
МПа. МПа.
Как видно из расчётов на смятие и на срез данные шпонки подходят.
Шлицевое соединение
Основной расчет производим на смятие
Тmax=наибольший допустимый момент,передаваемый соединением, Н*м
φ=коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузок по рабочим поверхностям.
F=площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1мм длины, мм2/мм
l=рабочая длина зуба, мм
rcр=средний радиус скругления, мм
f- размер фаски,мм
Z-число зубьев;
; ;
8. Проектирование приводного вала с барабаном
Исходные данные: Ft = 4000 Н; D = 250 мм; V = 0,7 м/с; α = 3,14 рад; Lh = 17000 ч.; a = 285 мм; с =65 мм; b =300 мм;
1) Рассчитываем значение крутящего момента на тихоходном валу редуктора:
Н*м. 2) Крутящий момент на валу барабана:
Н*м. 3) Нагрузка на вал со стороны ленты:
; где рад; F1 – натяжение ведущей ветви ленты; F2 – натяжение ведомой ветви ленты.
; ; где Kб – коэффициент безопастности, Kб=1,1; f=0,3.
Н.
Н.
|
Н. Нагрузки на вал со стороны каждой ступицы на вал барабана:
Н.
4) Построение эпюр внутренних силовых факторов.
|
5.1) Изгибающие моменты:
Н*м;
5.2) Суммарные изгибающие моменты: в сечении I Н*м; в сечении II Н*м. 5.3) Эквивалентные моменты: в сечении I, II 577,6 Н*м;
6) Расчёт вала на статическую прочность.
Для изготовления вала применяем сталь 45. Сталь 45 ГОСТ 1050-88.
6.1) Допускаемые напряжения: для сечения I МПа; для сечения II МПа. 6.2) Расчётный диаметр вала: сечение I 40,8 мм; сечение II 45,83 мм.
Принятые значения диаметра вала в обоих сечения больше рассчитанных, прочность вала обеспечена, берём Сталь 45.
|
Расчет подшипников по динамической грузоподьемности
1) Частота вращения вала барабана: об/мин. 2) Радиальная нагрузка на опоры вала:
2.1) В связи с симметричным расположением барабана, его опоры испытывают одинаковую нагрузку от натяжения ленты.
.
2.2) Суммарные нагрузки на опоры вала:
;
Расчёт подшипника вала ведём по любой опоре .
.
2.3) Эквивалентная нагрузка на опору А: ; где FOA=0 (нет осевой нагрузки); Х=1 при вращающимся внутреннем кольце подшипника относительно нагрузки коэффициент смещения V=1.
|
Для ленточного конвейера принимаем коэффициент безопастности: Кб=1.2; При температуре до 100 С Кt=1;
Н Для приводного вала возьмём шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические №1216 ГОСТ 28428-90. Для него имеем d=60мм – диаметр внутреннего кольца подшипника, D=110мм – диаметр наружного кольца подшипника, В=22мм – ширина подшипника, Сr=26500Н – динамическая грузоподъёмность, С0=13300Н – статическая грузоподъёмность.
2.5) Ресурс принятого по компоновке подшипника: ; где Сr=26500 Н – динамическая радиальная грузоподъёмность подшипника 1216 из таблицы ГОСТ 28428-90.
Определяем потребную грузоподъёмность подшипника:
Н
Подшипник 1216 подходит по динамической грузоподъёмности.
|