П
ояснительная 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.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3,8 |
2880 |
12,6 |
20 3,7 |
0,8
|
|
|
3,65 |
1440 |
24,2 |
||
|
|
2,9 |
72 |
387,3 |
||
|
|
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]).
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.
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 300
к 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
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
и F0
малы 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
|
8 мм |
| Толщина стенки крышки редуктора: |
δ1=
|
8 мм |
| Толщина верхнего фланца корпуса |
s=(1,5...1,75) δ |
12 мм |
| Толщина нижнего фланца корпуса |
s2
|
20 мм |
| Толщина фланца крышки редуктора |
s1
|
12 мм |
| Диаметр фундаментных болтов |
d1
|
18 мм |
| Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобишек |
d2
|
14 мм |
| Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки |
d3
|
10 мм |
| Толщина ребер корпуса |
с1
|
18 мм |
| Минимальный зазор между колесом и корпусом |
b=1,2δ |
10 мм |
| Координата стяжного болта d2
|
с2
|
14 мм |
Таблица 3.2 – Розмеры для компоновочного чертежа редуктора
| Расстояние от внутренней стенки редуктора до вращающейся детали |
е1
|
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 |
b0
|
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
|
100 мм |
| Толщина крышки подшипника |
δ2
|
10 мм |
| Толщина фланца и стенки стакана |
δ3
|
10 мм |
| Толщина упорного буртика стакана |
δ5
|
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).
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.
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
1. Иванов М.Н. Детали машин. – М. : Высшая школа, 1984.–336 с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. – Т.1–3.М.: Машиностроение, 1978.
3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. – Харьков: Вища школа, 1988.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1984.
5. Решетов Д.Н. Детали машин. –М.: Машиностроение, 1989.
6. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1979.
7. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1989.
8. Методические рекомендации по изучению дисциплины «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1996.
Название реферата: Привод рабочей машины
| Слов: | 3061 |
| Символов: | 30219 |
| Размер: | 59.02 Кб. |
Вам также могут понравиться эти работы:
- Провода и шнуры
- по Теплотехнике
- Этапы развития делопроизводства в России 2
- Регистрационно-контрольные документы и их роль в делопроизводстве 2
- Роль организационной документации в современном делопроизводстве предприятия
- Применение новых информационных технологий в делопроизводстве
- Точность и стабильность технологических процессов производства продукции ПРУП МЗ СИиТО