Министерство образования и науки Российской Федерации
Магнитогорский государственный технический университет
им. Г.И. Носова
Кафедра прикладной механики и деталей машин
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
«Привод люлечного элеватора»
Исходные данные
Тяговая сила цепи F, кН – 2,8
Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2
Шаг тяговой цепи р, мм – 80
Число зубьев звездочки – 9
Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % — 6
Срок службы привода Lr, лет – 5.
1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):
/>Вт.
Определим общий КПД привода:
η = η1· η2· η3· η4,
η1= ηпер = 0,95;
η2= ηред= ηпер· ηподш2 = 0,98·0,982 = 0,96;
η3= ηсоед.муфт = 0,98;
η4= ηподш.опор = 0,992 = 0,98;
η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.
Требуемая мощность электродвигателя:
/>Вт.
Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:
/>рад/с;
/>мм.
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):
/>об/мин.
Общее передаточное число привода:
/>
Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):
/>об/мин.
Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.
Номинальная частота вращения: />об/мин.
/>рад/с.
Определяем фактическое передаточное число привода:
/>.
Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:
Uред = 2,5,
Uпер = />.
Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора
Вал А
n1= nдв= 949 об/мин
/>рад/с
Вал В
/>об/мин
/>рад/с
Вал С
/>об/мин
/>рад/с
Определим вращающие моменты на валах привода:
/>Н·мм;
Т1 = Тдв
/>Н·мм.
2. Расчет зубчатых колес редуктора
Принимаем для шестерни марку стали Ст45, улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.
НВср = 0,5(НВ1 +НВ2)
НВср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,
НВср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.
Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:
/>МПа;
Шестерни:
/>582 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
/>МПа.
Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:
/>мм.
Определяем нормальный модуль зацепления:
/>мм,
/>мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 100и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:
/>, тогда
/>.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
/>,
β = 90.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:--PAGE_BREAK--
/>мм;
/>мм.
Проверка:
/>мм.
Диаметры вершин зубьев:
/>мм,
/>мм.
Ширина колеса:
/>мм,
Ширина шестерни:
/>мм.
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
/>.
Диаметры впадин:
/>мм,
/>мм.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
/>м/с – 9 степень точности.
Коэффициент нагрузки:
/>.
Проверка контактных напряжений:
/>/>МПа.
/>МПа ,
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.
Определяем силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
/>Н.
Радиальная сила:
/>Н.
Осевая сила:
/>Н.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
/>
/>, />, />.
У шестерни
/>,
У колеса
/>
/>, />
Определим допускаемое напряжение:
/>=/> МПа,
/>, />,
/>.
Находим отношение для колеса:
/>
/>
3. Предварительный расчет валов редуктора. Выбор подшипников
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца
/>мм,
/>мм.
Для ведущего вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 306 средней серии по ГОСТ 8338–75:
d = 30 мм;
D = 72 мм;
В = 19 мм;
r = 2 мм;
С = 28,1 кН;
С0= 14,6 кН.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца вала
/>мм,
/>мм.
Для ведомого вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 308 средней серии по ГОСТ 8338–75:
d = 40 мм;
D = 90 мм;
В = 23 мм;
r = 2,5 мм;
С = 41 кН;
С0= 22,4 кН.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:
d1 = 57 мм, da1 = 59 мм, b1 = 45 мм.
Колесо кованое: d2 = 143мм, da2 = 145,5мм, b2 = 40мм.
Диаметр ступицы: dст = 1,6 dk2 = 1,6 · 45 = 72 мм,
Длина ступицы: lст = (1,2 ÷ 1,5)dк2 = 63 мм,
Толщина обода: />мм,
Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3 · 40 = 12 мм.
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
/>мм, принимаем />мм.
/>мм, принимаем />мм. продолжение
--PAGE_BREAK--
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
/>мм;
/>мм.
Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
/>мм, принимаем р = 15 мм.
Диаметр болтов:
Фундаментальных — /> — принимаем болты с резьбой М16;
Крепящих крышку к корпусу у подшипников — /> — принимаем болты с резьбой М8;
Соединяющих крышку с корпусом — /> — принимаем болты с резьбой М10.
6. Расчет цепной передачи
Т3 = Т2 = 166,1·103 Нм
Uц = 3,8
/> — ведущая звездочка.
/> — ведомая звездочка.
Принимаем
Z3 = 23, Z4 = 89.
Тогда фактическое
Uц = />
Расчетный коэффициент нагрузки:
/>,
n3 = 99,89 об/мин, Р = 24 МПа.
Шаг однорядной цепи:
/>мм.
/>.
/>/>м/с.
Окружная сила:
/>Н.
Проверяем давление в шарнире:
/>МПа.
/>МПа.
Определим число звеньев цепи:
/>/>.
/>
Определим диаметры делительных окружностей звездочек:
/>мм,
/>мм.
Определим диаметры наружных окружностей звездочек:
/>мм,
/>мм.
Силы, действующие на цепь:
Окружная Ftц = 2344 Н,
От центробежных сил
/>Н,
От провисания
/>Н.
Расчетная нагрузка на валы:
/>Н.
Проверим коэффициент запаса прочности цепи:
/>.
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса />=7,5. Условие S>/> выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Ступица звездочки — />мм,
/>мм.
Толщина диска звездочки — />мм.
Размеры ведомой звездочки:
dст = 1,6·25 = 40 мм,
lст = 38 мм.
7. Первый этап компоновки редуктора
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) />мм;
б) />мм – зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса;
в) расстояние между наружными кольцами подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса />мм.
Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм.
Смазка подшипников:
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал.
Мазеудерживающие кольца – их ширину определяет размер y = 8÷12 мм.
Расстояние на ведущем валу l1 = 49 мм,
Расстояние на ведомом валу l2 = 51 мм.
Примем окончательно l1 = l2 = 51 мм.
Глубина гнезда подшипника lГ = 1,5В; для подшипника № 308 В = 23 мм, lГ = 1,5 · 23 = 34,5 мм.
Толщина фланца Δ = d0= 12 мм.
Высота головки болта 0,7 d0= 0,7·12 = 8,4 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.
8. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал:
Ft = 2653 H; Fr = 978 H; Fa = 420 H.
Реакции опор: продолжение
--PAGE_BREAK--
В плоскости XZ:
/>,
В плоскости YZ:
/>,
/>
Проверка:
/>
Суммарные реакции:
/>
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 306:
d = 30 мм;
D = 72 мм;
В = 19 мм;
r = 2 мм;
С = 28,1 кН;
С0= 14,6 кН.
Эквивалентная нагрузка:
/>
где Pr1 = 1452 H – радиальная нагрузка; осевая нагрузка Pa = Fa = 420 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kδ = 1, KT = 1.
Отношение />, этой величине соответствует e = 0,22.
Отношение />> e, x = 0,56, y = 1,99.
/>
Расчетная долговечность, млн.об:
/>;
Расчетная долговечность, ч:
/>ч.
Ведомый вал:
Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал.
Ft= 2653 H; Fr= 978 H; Fa= 420 H, FB= 2362 Н.
Составляющие этой нагрузки:
/>Н.
Реакции опор:
В плоскости XZ –
/>Н,
/>Н.
Проверка:
/>
В плоскости YZ –
/>Н,
/>Н.
Проверка:
/>
Суммарные реакции:
/>Н,
/>Н.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники № 308 средней серии:
d = 40 мм;
D = 90 мм;
В = 23 мм;
r = 2,5 мм;
С = 41 кН;
С0= 22,4 кН.
Отношение />, этой величине соответствует />.
Отношение />>/>
/>Н.
Расчетная долговечность, млн.об:
/>
Расчетная долговечность, ч:
/>ч.
9. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.
Материал шпонок – Ст45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
/>.
Ведущий вал:
/>
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ20).
Ведомый вал:
/>.
11. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями />. Прочность соблюдена при />.
Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал: продолжение
--PAGE_BREAK--
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. Ст45, термическая обработка – улучшение.
da1 = 59,4 мм, σВ = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
/>МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
/>МПа.
Сечение А-А:
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
/>,
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:
/>.
При d = 25мм, b = 8мм, t1 = 4 мм:
/>/>
/>/>
принимаем />/>/>.
ГОСТ 16168–78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 />при 25·103
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфт l = 50мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получили изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки />Нмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
/>/>
получился близким к коэффициенту запаса />. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными, и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, т.к. посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
Ведомый вал:
Материал вала – Ст45 нормализованная, />МПа.
Пределы выносливости />МПа и />МПа.
Сечение А-А:
Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:
/>
Крутящий момент Т2 = 166,1·103 Н·мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
/>Н·мм.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
/>Н·мм.
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:
/>Н·мм.
Момент сопротивления кручению (d = 45мм, b = 14мм, t1 = 5,5мм):
/>/>
Момент сопротивления изгибу:
/>/>
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
/>/>
Среднее напряжение />
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
/>
Сечение К-К:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
/>
Принимаем />
Изгибающий момент: />Нмм.
Осевой момент сопротивления:
/>мм3.
Амплитуда нормальных напряжений:
/>МПа, />
Полярный момент сопротивления:
/>мм2.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:
/>
Сечение Л-Л:
Концентрация напряжений обусловлена переходом от 40 мм к 35 мм при />
/>
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.
Осевой момент сопротивления сечения:
/>мм3.
Амплитуда нормальных напряжений />МПа.
Полярный момент сопротивления:
/>мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>МПа.
Коэффициент запаса прочности:
/>.
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:
/>
Сечение Б-Б:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
/>
Изгибающий момент (положение X1 = 50мм):
/>Нмм.
Момент сопротивления сечения нетто при b = 10мм, t1 = 5 мм:
/>мм3.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
/>МПа.
Момент сопротивления кручению сечения нетто:
/>мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>МПа.
Коэффициент запаса прочности:
/>,
/>.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
/>
Сведем результаты проверки в таблицу
Сечения
А-А
К-К
Л-Л
Б-Б
Коэффициент запаса S
10,5
3,8
2,9
2,55
12. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм3.
При контактных напряжениях />и скорости V = 1,2 м/с выбираем масло индустриальное И 30 А по ГОСТ 20799–75.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Список литературы
«Курсовое проектирование деталей машин» – Чернавский С.А. – М.: Машиностроение,1988.
«Руководство по курсовому проектированию деталей машин» – Блинов В.С – Магнитогорск, МГТУ, 2003.