Реферат: Привод элеватора
Московский Государственный Технический Университет
им. Н.Э. Баумана
Калужский филиал
Факультет: Конструкторско-механический (КМК)
Кафедра: «Деталей машин и подъемно-транспортного оборудования» К3-КФ
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту
по дисциплине: Детали машин
на тему: Привод элеватора
вариант: 13.08
ДМ. 13.08.00.00. ПЗ
________________________________
Калуга 2005г.
Содержание
1. Техническое задание
2. Кинематическая схема механизма
3. Выбор электродвигателя
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала
5. Проектный и проверочный расчет конической передачи редуктора
6. Определение диаметров валов
7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности.
8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного)
9. Выбор и расчёт шпоночных соединений.
10. Расчет цепной передачи
11. Выбор муфт
12. Выбор посадок зубчатых колес, подшипников, звездочек
13. Выбор смазочного материала и способа смазывания зубчатыхзацеплений и подшипников
Литература
1. Техническое задание
2. Кинематическая схема привода элеватора
/>
Электродвигатель
Муфта упругая
Редуктор
Цепная передача
Барабан
Останов
Рама
I. Вал быстроходный
II. Вал тихоходный
III. Вал приводной
Z1 – колесо быстроходное
Z2 – колесо тихоходное
3. Выбор электродвигателя
Общий коэффициент полезного действия:
/>;
nм=0,98 – КПД муфты;
nред=0,96 – КПД редуктора;
пц.п.=0,93 – КПД цепной передачи;
nподш=0,99 – КПД опоры вала
/>
Мощность электродвигателя:
/>
где Р΄эл – предварительная мощность э/д, [кВт];
Рвых – мощность на выходе, [кВт];
/>
где Ft = 2750 Н – окружное усилие на барабане;
v = 2,5 м/с – скорость ленты транспортёра;
По таблице определяем, что Рэл = 11кВт.
Частота вращения приводного вала:
/>,
где n3 – частота вращения приводного вала [мин-1];
Dб = 375 мм – диаметр барабана;
Рассмотрим возможные варианты передаточных чисел редуктора
/> – общее передаточное число;
/>
/>,
Принимаем />;
/>;
где /> — передаточное число цепной передачи;
/>— передаточное число редуктора;
Воспользуемся [1], где по таблице 24.8 выбираем электродвигатель 4A132М4, который имеет следующие параметры:
Рэ.д. = 11 кВт, nэ.д.= 1460 мин-1.
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Определим мощности: />;
/>;
/>;
где /> – мощность на валах редуктора, быстроходного, тихоходного валов и приводного вала, /> – коэффициенты полезного действия муфты, редуктора, цепной передачи и опор соответственно.
Определим частоту вращения: />;
/>;
/>;
где /> – частота вращения на валах редуктора, быстроходного, тихоходного валов и приводном вале.
Определим крутящие моменты: />;
/>;
/>;
где /> – крутящие моменты на валах редуктора быстроходного, тихоходного и приводного валов.
Результаты расчётов занесём в таблицу 1.
Таблица 1.
Вал
Мощность />
Частота вращения />
Крутящий момент />
1
10,78
1460
70,5
2
10,35
365
270,8
3
9,53
127
716,625
5. Проектный и проверочный расчет конической передачи редуктора
Материал колеса и шестерни – сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:
для шестерни: />;
--PAGE_BREAK--для колеса: />;
где /> – предел текучести материала.
Определим среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:
/>;
/>
где /> – твёрдость рабочей поверхности зубьев.
Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость /> и на изгибную выносливость /> по таблице 4.1., учитывая режим работы №3: />; />.
Определим число циклов перемены напряжений.
Числа циклов /> перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3. определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно:
/>, />, />.
Найдём ресурс передачи, т.е. суммарное время работы:
/>,
где /> – срок службы передачи, годы; /> – коэффициент использования передачи в течение года; /> – коэффициент использования передачи в течение суток.
Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:
/>,
/>,
где /> – ресурс передачи; /> и /> – частота вращения шестерни и колеса соответственно; /> = /> = 1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:
/>,
/>,
где /> – коэффициенты приведения на контактную выносливость; /> – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как />, то принимаем /> и
/>, то />.
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость:
/>,
/>,
где /> – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; /> – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как /> и />, то принимаем />.
Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим
для шестерни:
/>,
/>
/>, />
для зубчатого колеса:
/>,/>,
/>, />,
где /> и /> – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; /> и /> – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; /> – средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.
Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:
/>
/>
/>
/>,
где /> – предел текучести материала колеса или шестерни.
Проверим передачу на контактную выносливость:
/>, />, />, />.
Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение:
/>.
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
/> и />,
где /> и /> – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; /> и /> – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле
/>,
где />=4 – передаточное число редуктора.
По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим />, />
Тогда
/>
/>
Значения /> определяются по табл. 5.6 по известной окружной скорости:
/>,
где />= 1460 м/с – частота вращения быстроходного вала,
/>=270,8 – крутящий момент на валу,
/>=4 – передаточное число редуктора,
коэффициент /> определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.
Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что
/> и />.
Теперь находим значения коэффициентов нагрузки
/>
/>
Определим предварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса d΄e2:
/>,
где /> – коэффициент вида конических колёс
/>
Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 12289-66 ближайшее стандартное значение диаметра внешней делительной окружности />
Определяем предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни d'е1:
/>
Вычислим число зубьев шестерни Z1, учитывая, что минимальное число зубьев для передачи />:
продолжение--PAGE_BREAK--
По графику находим Z'1 = 12, учитывая таблицу />.
Принимаем Z1 = 19
Вычислим число зубьев колеса Z2:
/>.
Найдём окончательное значение передаточного числа:
/>
Определяем углы делительных конусов δ:
δ2= arctg(U) = arctg (4) = 75,964°
δ1= 90 — arctg(U) = 90 — arctg (4) = 14,036°
Определяем внешний окружной модуль mte:
/>
Определяем внешнее конусное расстояние Re:
/>
Вычисляем рабочую ширину зубчатого колеса b:
/>.
Принимаем b = 37мм.
Определяем коэффициент смещения инструмента Xn:
По таблице 7.5. для шестерни Xn1 = 0.305, для колеса Xn2 = — 0.305.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:
/>
где YF2 = 3.63 – коэффициент учитывающий форму зубьев колеса. Определяется по табл. 6.2, при коэффициенте смещения Xn2 = — 0.305 и биэквивалентным числе зубьев />.
/> — коэффициент вида конических колёс. Определяется по формуле
/>
Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев:
колеса:
/>.
шестерни:
/>,
где /> и /> – коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2 лит. 1.
Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни:
/>.
Определяем окончательное значение диаметра внешней делительной окружности:
/>
Определяем внешние диаметры вершин зубьев:
шестерни
/>
колеса
/>
Определяем средний нормальный модуль:
/>
Выполним проверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при данной термической обработке заготовки (термическое улучшение).
Для колеса:
/>, /> – верно,
здесь /> – наибольший размер сечения заготовки. Для шестерни: />, /> – верно, где /> – наибольший размер сечения заготовки.
Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружную силу на среднем находим по формуле:
/>,
где />.
Осевая сила на шестерне:
/>,
где />
Радиальная сила на шестерне:
/>,
где />
Осевая сила на колесе:
/>Н
Радиальная сила на колесе:
/>Н
6. Определение диаметров валов
Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:
А) для тихоходного вала
Определим диаметр тихоходного вала:
/>. Принимаем />
Для найденного диаметра вала выбираем значения: /> – приблизительная высота буртика, /> – максимальный радиус фаски подшипника, /> – размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
/>. Принимаем />
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
/>. Принимаем />
Б) для быстроходного вала
Определим диаметр быстроходного вала шестерни:
/>. Принимаем />
Для найденного диаметра вала выбираем значения: /> – приблизительная высота буртика, /> – максимальный радиус фаски подшипника, /> – размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
/>. Принимаем />
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
/>. Принимаем />
7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности
I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии />. Для него имеем: /> – диаметр внутреннего кольца, /> – диаметр наружного кольца, /> – ширина подшипника, /> – динамическая грузоподъёмность, /> – статическая грузоподъёмность, /> – предельная частота вращения при жидкой смазке. На подшипник действуют: /> – осевая сила, /> – радиальная сила. Частота оборотов />. Требуемый ресурс работы />, />, /> при Fa/VFr > e.
Найдём: /> – коэффициент безопасности (табл. 1 лит. 2); /> – температурный коэффициент (стр. 12 лит. 2); /> – коэффициент вращения (стр. 10 лит. 2).
продолжение--PAGE_BREAK--
Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:
/>
/>
Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников:
/>
Определяем осевые реакции в опорах:
Принимаем, что Fа1 = S1 = 98,5 Н, тогда из условия равновесия />, что больше, чем S2. Следовательно, силы найдены правильно.
Определяем эквивалентную нагрузку для 1ой опоры: />. Следовательно, X = 1, Y = 0.
Отсюда />
Определяем эквивалентную нагрузку для 2ой опоры:
/>
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки /> и коэффициента осевой динамической нагрузки />.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку />.
Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой более нагруженной опоре): />, или />, что удовлетворяет требованиям.
II. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии />. Для него имеем: /> – диаметр внутреннего кольца, /> – диаметр наружного кольца, /> – ширина подшипника, /> – динамическая грузоподъёмность, /> – статическая грузоподъёмность, /> – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: /> – осевая сила, /> – радиальная сила. Частота оборотов />. Требуемый ресурс работы />,/>, Y = 1,94 при Fa/VFr > e.
Найдём: /> – коэффициент безопасности; /> – температурный коэффициент; /> – коэффициент вращения.
/>
Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:
/>
Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников:
/>
Определяем осевые реакции в опорах:
Принимаем, что Fа1 = S1 = 158,5 Н, тогда из условия равновесия />, что больше, чем S2. Следовательно, силы найдены правильно.
Определяем эквивалентную нагрузку для 1ой опоры: />. Следовательно, X = 1, Y = 0.
Отсюда />
Определяем эквивалентную нагрузку для 2ой опоры:
/>
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки /> и коэффициента осевой динамической нагрузки />.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку />.
Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой более нагруженной опоре): />, или />, что удовлетворяет требованиям.
8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного)
/>/>/>Действующие силы:
/> – окружная,
/> – осевая,
/> – радиальная,
/> – крутящий момент.
/>,
/>,
/>,
/>.
--PAGE_BREAK--
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: />, где /> – расчётный диаметр вала.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: />, />.
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: />.
Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям /> определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения />. Среднее напряжение цикла />. Вычислим коэффициент запаса />.
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: /> – условие выполняется.
9. Выбор и расчёт шпоночных соединений
В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения σсм, а в />продольном сечении шпонки напряжение среза τ.
У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.
1). Соединение быстроходного вала с муфтой.
Имеем:
/>– крутящий момент на валу,
/> – диаметр вала,
/> – длина шпонки,
/> – ширина шпонки,
/> – высота шпонки,
/> – глубина паза вала,
/> – рабочая длина шпонки,
/> – допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.
Условие прочности: />,
/> – верно.
2). Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.
/>– крутящий момент на валу,
/> – диаметр вала,
/> – длина шпонки,
/> – её ширина,
/> – высота шпонки,
/> – глубина паза вала,
/> – рабочая длина шпонки,
/> – допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.
Условие прочности: />,
/> – верно.
3). Соединение тихоходного вала со звёздочкой.
Имеем:
/>– крутящий момент на валу,
/> – диаметр вала,
/> – длина шпонки,
/> – её ширина,
/> – высота шпонки,
/> – глубина паза вала,
/> – рабочая длина шпонки,
/> – допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.
Условие прочности: />,
/> – верно.
10. Расчет цепной передачи
/> – крутящий момент на валу
/>— часта вращения ведущей звездочки;
U=2,875 – передаточное число цепной передачи.
Привод работает в одну смену; ожидаемый наклон передачи к горизонту около 50.
1. Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.
2. Предварительное значение шага для однорядной цепи
/>
Ближайшее значение шага однорядной цепи по стандарту: P=31,75 мм ;
А=262 мм2 — площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи.
3. Число зубьев ведущей звёздочки
Найдем рекомендуемое число зубьев z1 в зависимости от передаточного числа:
/>
Принимаем />
4.Определим давление в шарнире
кд=1,2 – нагрузка без ударов и толчков;
кQ=1 – оптимальное межосевое расстояние;
кн=1 – наклон передачи менее 600;
крег=1,25 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;
ксмаз=1,5 – смазывание цепи нерегулярное;
креж=1 – работа в одну смену;
/>
Окружная сила передаваемая цепью
/>
Давление в шарнире однорядной цепи
/>
Для дальнейших расчетов принимаем двухрядную цепь 2ПР-25,4-11340.
5. Число зубьев ведомой звездочки
z2=U·z1=2,875·23=66,125. Принимаем z2=66.
6. Частота вращения ведомой звёздочки:
/>
7. Делительный диаметр ведущей звездочки:
/>
8. Диаметр окружности выступов ведущей звездочки:
/>
продолжение--PAGE_BREAK--