Реферат: Привод рабочей машины
привод рабочей машины
Пояснительная записка и расчеты
к курсовому проекту
по дисциплине „Детали машин и механизмов”
прм–6900.04.400.000.000 пз
2008
Содержание
1 Кинематический и энергетический расчет привода
2 Расчет передач
2.1 Расчет клиноременной передачи
2.2 Расчет червячной передачи
2.3 Расчет цепной передачи
3 Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора
3.1 Конструирование червяка и червячного колеса
3.2 Конструирование элементов корпуса редуктора
4 Проектирование и расчет валов
4.1 Ориентировочный расчет валов
4.2 Проверочный расчет валов
5 Расчет шпоночных соединений.
6 Выбор подшипников.
7 Описание системы смазки.
8 Литература
Исходные данные
Тяговое усилие на барабане Ft = 6900 Н
Окружная скорость барабана V= 0,4 м/с
Диаметр барабана D = 400 мм
Режим работы 0
Суммарное время работы 20000 часов
1 – электродвигатель
2 – ременная передача
3 – червячный редуктор
4 – цепная передача
5 – барабан
1. Кинематический и энергетический расчет привода
Мощность привода:
/>,
где h – КПД привода:
h = h рем ×h черв ×h цеп ×h подш,
где h рем = 0,96 – КПД ременной передачи,
h черв = 0,8 – КПД червячной передачи,
h цеп = 0,95 – КПД цепной передачи,
/>.
Предварительная мощность привода:
/>/>кВт.
Частота вращения барабана:
/>,
/>мин–1.
Приближенное передаточное отношение привода:
u/= uр ×uцеп × uрем,
где up– передаточное отношение редуктора, принимаем up= 20,
uцеп – передаточное отношение цепной передачи, uцеп = 2,
uрем – передаточное отношение клиноременной передачи, uрем = 2.
/>.
Предварительная частота вращения двигателя:
/>,
/>мин–1.
По таблице выбираем двигатель серии А4 тип А4 100S2У3/1435, мощность P = 4,0 кВт, частота вращения />2880 мин–1.
Действительное передаточное отношение:
/>,
/>.
Действительное передаточное отношение цепной передачи при up=20 и upem=2:
/>,
/>.
Мощности на валах:
/>кВт,
/>кВт,
/>кВт,
/>кВт.
Частота вращения валов:
/>мин–1,
/>мин–1,
/>мин–1,
/>мин–1.
Крутящий момент на валу электродвигателя:
/>,
где w д –угловая скорость двигателя:
/>,
/>с–1,
/>Н×м.
Крутящие моменты на валах:
/>Н×м,
/>Н×м,
/>Н×м,
/>Н×м.
Вал
P, кВт
n, мин–1
T, кН·м
u
h
I
3,8
2880
12,6
2
20
3,7
0,96
0,8
0,95
II
3,65
1440
24,2
III
2,9
72
387,3
IV
2,8
19,1
1391,36
2. Расчет передач
2.1 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные:
мощность на входном валу P1 = 3,8кВт,
частота вращения входного вала n1 = 2880 мин –1,
передаточное отношение u = 2,
Тип ремня – А (назначаем по графику рис.12.23 [1]).
--PAGE_BREAK--По графику рис. 12.25 [1] назначаем диаметр меньшего шкива d1 = 100 мм, при этом номинальная мощность, передаваемая одним ремнем />кВт.
Диаметр большего шкива:
/>
/>мм.
Принимаем значение межосевого расстояния при u = 2:
/>
/>мм.
Длина ремня:
/>
/>мм.
По стандарту принимаем />мм.
Уточненное межосевое расстояние:
/>
/>мм
Угол обхвата:
/>
/>.
Проверяем условия:
/>
/>,
где h – высота поперечного сечения ремня (для типа А h = 8 мм)
600 мм £ 259,7 мм £ 173 мм.
Мощность, передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации:
/>,
где />– коэффициент угла обхвата,
/>– коэффициент длины ремня,
/>– коэффициент передаточного отношения,
/>– коэффициент режима нагрузки (односменная, постоянная)
/>Н.
Число ремней:
/>,
где />– коэффициент числа ремней,
/>.
Принимаем 3 ремня.
Предварительное натяжение одного ремня:
/>,
где окружная скорость ремня:
/>
/>м/с
дополнительное натяжение при периодическом подтягивании ремня />, так как v < 20 м/с (автоматическое натяжение).
/>Н
Сила, действующая на вал:
/>,
где b – угол между ветвями ремня:
/>
/>
/>Н.
Ресурс наработки ремней:
/>,
где K1 =1 – коэффициент режима нагрузки (умеренные колебания),
K2 =1 – коэффициент климатических условий (центральные зоны)
Tcp = 20000 ч – ресурс наработки при среднем режиме нагрузки
/>часов.
2.2 Расчет червячной передачи
Исходные данные:
Мощность на входном валу P1 = PII= 3,65 кВт,
частота вращения входного вала n1 = nII= 1440 мин –1,
передаточное отношение u = 20.
Число заходов червяка при u = 20 z1 = 2
Число зубьев колеса:
/>
/>
Приближенная скорость скольжения
/>
/>м/с.
Выбор материалов:
материал червяка – сталь 40Х, закалка до 54HRC, витки шлифованные и полированные,
материал колеса – бронза БрАЖ9, sT = 200 МПа, sB = 400 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
/>.
/>МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
/>,
/>МПа.
Стандартное значение коэффициента диаметра червяка:
/>,
q = 8.
Приведенные модуль упругости:
/>,
где E1 = 2,1×105 МПа – модуль упругости червяка (сталь),
E2 = 0,9×105 МПа – модуль упругости червячного колеса (бронза).
/>МПа.
Межосевое расстояние:
/>,
/>мм.
По стандарту принимаем aw = 146 мм.
Модуль передачи:
/>,
/>мм.
По стандарту принимаем m = 6,3 мм.
Коэффициент смещения:
/>,
/>.
Условие не соблюдается, изменим число зубьев колеса z2 = 39. При этом действительное передаточное отношение />, а коэффициент смещения
/>.
Делительные диаметры:
червяка
/>,
/>мм,
червячного колеса
/>,
/>мм.
Угол подъема винтовой линии:
/>,
/>.
Окружная скорость червяка:
/>,
/>м/с.
Скорость скольжения:
/>,
/>м/с.
Так как разница между ориентировочной и действительной скоростью скольжения незначительна, выбранный материал колеса сохраняем.
продолжение--PAGE_BREAK--
Угол обхвата червяка колесом d=500= 0,8727 рад.
Коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии x =0,75.
Торцевой коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:
/>,
/>.
Коэффициент динамической нагрузки />= 1,2 (приVs > 3 м/с)
Коэффициент концентрации нагрузки />= 1 .
Коэффициент расчетной нагрузки:
/>,
/>.
Контактные напряжения:
/>,
/>МПа.
Так как sH = 178,5 МПа < [sH] = 182 МПа, следовательно контактная прочность достаточна.
Окружная сила на колесе:
/>,
/>Н.
Осевая сила на колесе
/>,
/>Н.
Радиальная сила
/>
/>
Нормальный модуль:
/>,
/>мм.
Ширина колеса при z1 = 2:
/>,
/>мм.
Число зубьев эквивалентного колеса:
/>,
/>.
Коэффициент формы зуба YF =1,5.
Напряжения изгиба:
/>,
/>МПа.
Так как sF = 17,1 МПа < [sF] = 82 МПа, следовательно изгибная прочность достаточна.
Диаметр вершин червяка:
/>,
/>мм.
Диаметр впадин червяка:
/>,
/>мм.
Длина нарезанной части червяка при X = 0,4:
/>,
/>мм.
Для шлифованного червяка при m = 6,3мм < 10 мм увеличиваем b1 на 25 мм.
b1= 90 ммм.
Диаметр вершин колеса:
/>,
/>мм.
Диаметр впадин колеса:
/>,
/>мм.
Наружный диаметр колеса при z1 = 2:
/>,
/>= 260 мм.
Степень точности 8 (среднескоростная передача).
2.3 Расчет цепной передачи
Исходные данные:
мощность на входном валу P1 = PIII= 2,9 кВт,
частота вращения входного вала n1 = nIII= 72 мин –1,
передаточное отношение u = 3,7,
линия центров передачи находится под углом 300к горизонту, передача открытая, работает в пыльном помещении в одну смену, регулируется передвижением оси малой звездочки, цепь роликовая.
Назначаем число зубьев ведущей звездочки z1=25,
число зубьев ведомой звездочки
/>
/>.
Назначаем межосевое расстояние
/>
Расчетная мощность
/>,
где Kэ – коэффициент эксплуатации:
/>,
где Kд» 1– коэффициент динамической нагрузки(нагрузка близкая к равномерной),
Kа = 1 – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи,
Kн = 1– коэффициент наклона цепи к горизонту (до 600),
Kрег =1 – коэффициент способа регулировки натяжения цепи (одной из звездочек),
Kс =1,3 – коэффициент смазки и загрязнения передачи (запыленное помещение),
Kреж =1 – коэффициент режима или продолжительности работы в течение суток (односменный).
/>.
Kz – коэффициент числа зубьев,
/>,
/>,
Kn – коэффициент частоты вращения,
/>,
/>.
/>кВт.
По ГОСТ 13568–75* для принятых />мин-1 и />кВт назначаем роликовую однорядную цепь ПР–25,4–56700 с шагом />мм.
При этом />мм, />мм (по рекомендациям [1], стр.284).
Скорость цепи:
/>,
/>м/с.
По таблице 13.3 [1] назначаем густую внутришарнирную смазку с удовлетворительным качеством смазки.
Число звеньев цепи (длина цепи в шагах):
/>,
/>
Округляем до целого числа />.
Уточненное межосевое расстояние:
/>
/>
Так как передача лучше работает при небольшом провисании холостой ветви цепи рекомендуют уменьшать межосевое расстояние на 4,4мм. Окончательно назначаем a =1352 мм.
Диаметры звездочек:
/>,
/>мм,
/>мм,
Окружная сила:
/>,
/>Н
продолжение--PAGE_BREAK--
Натяжение от центробежных сил:
/>,
где q – масса единицы длины цепи по каталогу, q=1,9 кг/м.
/>Н
Сила предварительного натяжения от массы цепи:
/>,
где Kf – коэффициент провисания, при горизонтальном положении Kf = 6,
a – длина свободной ветки цепи, приближенно равная межосевому расстоянию.
/>Н.
Обе силы Fv иF0малы по сравнению с Ft, что оправдывает принятые ранее допущения.
Критическая частота вращения:
/>,
где F1 – натяжение ведущей ветви, F1 » Fеt .
/>мин–1</>мин –1.
Резонанс отсутствует.
3. Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора
3.1 Конструирование червяка и червячного колеса
Червяк выполняем стальным и за одно целое с валом при длине нарезанной части b1= 90 мм.
Червячное колесо конструируем составным: центр колеса – из стали, венец – из бронзы БрАЖ9–4. Зубчатый венец соединяем с центром посадкой с натягом. Колесо насажено на вал, закрепляется с помощью шпонки и распорного кольца.
Конструктивные размеры:
ширина колеса b = 38 мм,
диаметр ступицы колеса dст = 1,6dв = 64 мм,
длина ступицы колеса />мм,
ширина торцов центра колеса />мм, />мм,
толщина диска />мм,
ширина торцов зубчатого венца />мм,
размер фаски />мм.
3.2 Конструирование элементов корпуса редуктора
Назначаем материал корпуса редуктора: чугун СЧ–15.Корпус редуктора разъемный с нижним расположением червяка.
Таблиця 3.1 – Основные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
δ= 0,04awt+ 2
8 мм
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1=0,032awt+ 2
8 мм
Толщина верхнего фланца корпуса
s=(1,5...1,75) δ
12 мм
Толщина нижнего фланца корпуса
s2=2,35δ
20 мм
Толщина фланца крышки редуктора
s1=(1,5...1,75) δ1
12 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03…0,36) awt+12
18 мм
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобишек
d2=(0,7…0,75) d1
14 мм
Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки
d3=(0,5...0,6) d1
10 мм
Толщина ребер корпуса
с1=(0,8...1) d1
18 мм
Минимальный зазор между колесом и корпусом
b=1,2δ
10 мм
Координата стяжного болта d2у бобишки
с2≈ (1,0...1,2 d2)
14 мм
Таблица 3.2 – Розмеры для компоновочного чертежа редуктора
Расстояние от внутренней стенки редуктора до вращающейся детали
е1= (1,0...1,2)δ
10 мм
Расстояние от торцаподшипника до внутренней стенки корпуса редуктора
е
10 мм
Найменшый зазор между внутренней стенкой крышки редуктора и колесом
b≈ 1,2δ
12 мм
Расстояние от окружности вершин червяка до днища
b= (5...10)m,
50 мм
Расстояние между подшипниками вала червяка
l = (0,8…1,0)d2
200 мм
Расстояние от оси червяка до внутренней поверхности днища корпуса редуктора
Н1≈ (2,0...2,5)d
100 мм
Толщина крышки подшипника
δ2= d4
10 мм
Толщина фланца и стенки стакана
δ3= δ4= δ2
10 мм
Толщина упорного буртика стакана
δ5= δ2
10 мм
Остальные размеры принимаем конструктивно по рекомендациям [3, 4] или по справочнику [2].
4. Проектирование и расчет валов
4.1 Ориентировочный расчет валов
Ориентировочно диаметр вала определяем из условия прочности при кручении в случае понижения допускаемых напряжений.
/>,
где T– крутящий момент на валу,
[t] = 20 Мпа – допускаемые напряжения на кручение материала вала.
Вал II (вал червяка).
Диаметр выходного конца вала червяка:
/>мм.
В соответствии со стандартом принимаем />мм.
Диаметр вала под уплотнения />мм.
Расстояние между подшипниками червяка: />мм.
Применяем конструкцию с двумя радиально-упорными подшипниками, установленными по разные стороны червяка. />мм.
Диаметр />мм.
Вал III (вал червячного колеса).
продолжение--PAGE_BREAK--
Средний диаметр вала червячного колеса:
/>мм.
/>
В соответствии со стандартом принимаем />мм.
Диаметр вала под уплотнения />мм.
Диаметр вала в месте установки подшипника />мм.
Диаметр вала в месте посадки колеса />мм.
Диаметр упора для колеса />мм.
После определения конструкции валов, червячного колеса и корпуса выполняем компоновочный чертеж редуктора. По результатам компоновочного чертежа выполняем проверочный расчет валов.
4.2 Проверочный расчет валов
Исходные данные:
Силы в зацеплении:
на колесе окружная />Н,
осевая />Н,
радиальная />Н,
Нагрузка от цепной передачи />Н.
Моменты на валах />Н.
Вал III (вал колеса).
Вертикальная плоскость:
Под действием осевой силы возникает изгибающий момент
/>
/>Нм.
Реакции в опорах:
/>
/>
/>Н
/>
/>
/>Н
Горизонтальная плоскость:
/>
/>
/>Н
/>
/>
/>Н
Опасными являются сечения I-I, ослабленное шпоночным пазом, и сечение II-II ослабленное проточкой.
Расчет на статическую прочность выполняем по 4-ой теории прочности:
/>,
допускаемые напряжения />МПа.
Нормальные напряжения:
/>
/>МПа
/>МПа.
Касательные напряжения :
/>
/>МПа,
/>МПа,
Эквивалентные напряжения:
/>МПа/>= 520 МПа.
Статическая прочность сечения I-I достаточна.
/>МПа/>= 520 МПа.
Статическая прочность сечения II-II достаточна
Расчет на сопротивление усталости .
Запас сопротивления усталости:
/>,
/>– запас сопротивления усталости по изгибу,
/>– запас сопротивления усталости по кручению,
где />МПа – предел выносливости при изгибе,
/>МПа – предел выносливости при кручении,
/>– амплитуда циклов напряжений при изгибе (переменная составляющая цикла), />, />МПа, />МПа
/>– среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла), />=0,
/>– амплитуда циклов напряжений при кручении (переменная составляющая цикла), />, />5,8 МПа, />7,8 МПа,
/>– среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла), />, />5,8 МПа, />7,8 МПа,
/>, />– коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости,
/>– коэффициент концентрации напряжений при изгибе, />=1,7, />=1,8,
/>– коэффициент концентрации напряжений при кручении, />=1,4, />=1,35
/>– масштабный фактор,/>= 0,72, />= 0,75,
/>– фактор шероховатости поверхности, для шлифованного вала />= 1.
Для сечения I-I:
/>,
/>
/>.
Для сечения II-II:
/>,
/>
/>
Прочность по сопротивлению усталости сечений вала достаточна.
5. Расчет шпоночных соединений
Шпоночное соединение червячного колеса с валом.
Диаметр вала d = 55 мм.
Выбираем призматическую шпонку 16 Х 10. [sсм]=110 МПа. Длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:
/>
/>мм.
Принимаем длину шпонки 28 мм.
Шпоночное соединение шкива ременной передачи с ведущим валом.
Диаметр вала d = 30 мм.
Выбираем призматическую шпонку 8 Х 7. [sсм]=110 МПа. Длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:
/>
/>мм.
Принимаем длину шпонки 12 мм.
Шпоночное соединение звездочки цепной передачи с ведомым валом.
продолжение--PAGE_BREAK--
Диаметр вала d = 45 мм.
Выбираем призматическую шпонку 14 Х 9. [sсм]=110 МПа. Длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:
/>
/>мм.
Принимаем длину шпонки 36 мм.
6. Выбор подшипников
Выходной вал редуктора. Колесо устанавливаем на роликовых конических подшипниках 7210Н, поставленных враспор.
Паспортная динамическая грузоподъемность C = 52,9 кН.
Паспортная статическая грузоподъемность C0= 40,6 кН.
Реакции опор:
/>,
На опоре А
/>Н.
На опоре В
/>Н
/>.
/>
Суммарная осевая составляющая:
/>
/>Н
/>Н
/>
/>< e, следовательно X =1, Y= 0.
/>> e, следовательно X =0,4, Y= 5,72.
Коэффициент безопасности Kб=1 (спокойная нагрузка).
Температурный коэффициент Kт=1 (температура до 1000).
Эквивалентная нагрузка:
/>
/>Н.
/>Н
Выполняем расчет для опоры В как более нагруженной. />(постоянный режим нагружения).
Эквивалентная долговечность:
/>,
где Lh – суммарное время работы подшипника.
/>часов.
Ресурс подшипника:
/>,
где n = 72 мин–1 – частота вращения.
/>млн. об.
Динамическая грузоподъемность:
/>,
где a1 = 1 – коэффициент надежности,
a2 = 1 – коэффициент совместного влияния качества материала и условий эксплуатации.
/>кН
C > C паспорт, следовательно условие проверки по динамической грузоподъемности выполняется. Эквивалентная статическая нагрузка:
/>,
где X0 = 0,5 и иY0 = 0,22ctga = 3,15 – для радиально-упорных подшипников.
/>Н < C0.
Условие проверки по статической грузоподъемности выполняется
7. Описание системы смазки
Система смазки комбинированная.
Смазка червячной передачи осуществляется путем окунания червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса. Глубина погружения в масло червяка до половины диаметра.
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием масла. Во избежание попадания в подшипник продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом подшипники защищаются маслозащитными шайбами.
Требуемая вязкость масла при скорости скольжения 4,8 м/с и контактных напряжениях 208,5 МПа – 25×10-6 м2/с.
Применяем авиационное масло МС-20 с вязкостью 20,5×10-6 м2/с при t = 1000 С.
8. Литература
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984.–336 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. – Т.1–3.М.: Машиностроение, 1978.
Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. – Харьков: Вища школа, 1988.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1984.
Решетов Д.Н. Детали машин. –М.: Машиностроение, 1989.
Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1979.
Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1989.
Методические рекомендации по изучению дисциплины «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1996.