Привод элеватора

Привод элеватора

6

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 зубчатых зацеплений и подшипников

Литература

1. Техническое задание

I. Вал быстроходный

II. Вал тихоходный

III. Вал приводной

Z1 - колесо быстроходное

Z2 - колесо тихоходное

3. Выбор электродвигателя

1. 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

2. 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.

3. 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.

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.

Материал колеса и шестерни - сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни - улучшение, имеем:

для шестерни: ;

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 :

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 ?:

?2 = arctg(U) = arctg (4) = 75,964°

?1 = 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

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

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).

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.

,

,

,

.

Изгибающие моменты в опасном сечении:

от ,

от ,

от ,

Суммарный изгибающий момент будет вычисляться по формуле

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. 10.2 лит. [1]: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.3 и 10.6 лит. [1]): , , где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит. [1] найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.5 лит. [1] коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала: , .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .

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 ?см, а в продольном сечении шпонки напряжение среза ?.

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.

11. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит комбинированная муфта которая состоит из зубчатой и муфты с разрушающимися элементами, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

12. Выбор посадок зубчатых колес, подшипников, звездочек

Стандарт СЭВ рекомендует применять преимущественно посадки в системе отверстия и в шестерни в системе вала. Применение системы отверстий предпочтительнее, поскольку при этом сокращается номенклатура дорогих инструментов (калибров) для отверстия. Систему вала применяют при технологической целесообразности использования гладких валов, сопряженных с деталями, имеющими различные пределы отклонения.

По рекомендациям примем следующие посадки подшипников:

для наружных колец H7/l6

для внутренних колец L5/k6

Для установления шпонки в паз вала воспользуемся рекомендуемой СТ СЭВ 57-73 переходной посадкой P9/h9, а для установки шпонок крепления звездочек и зубчатого колеса воспользуемся соответственно посадками с зазором H9/h9, Js9/h9.

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины

Для смазывания передачи применена картерная система. В корпус заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Определим окружную скорость вершин зубьев тихоходного колеса:

,

где - частота вращения тихоходного вала,

- диаметр окружности вершин колеса;

Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса и по контактному напряжению: И-Г-А-32. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Литература

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение», 1980.

С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: «Машиностроение», 1987.

Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.М.И.

Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.