Московский Государственный Технический Университет
им. Н.Э.Баумана
Калужскийфилиал
Факультет:Конструкторско-механический (КМК)
Кафедра:«Деталей машин и подъемно-транспортного оборудования» К3-КФ
Расчетно-пояснительнаязаписка
к курсовомупроекту
подисциплине: 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, крутящегомомента и частоты вращения для каждого вала
5. Проектный и проверочный расчетконической передачи редуктора
6. Определение диаметров валов
7. Выбор и проверка подшипниковкачения по динамической грузоподъёмности.
8. Проверочный расчет тихоходноговала (наиболее нагруженного)
9. Выбор и расчёт шпоночныхсоединений.
10. Расчет цепной передачи
11. Выбор муфт
12. Выбор посадок зубчатых колес,подшипников, звездочек
13. Выбор смазочного материала испособа смазывания зубчатых зацеплений иподшипников
Литература
1. Техническое задание
2. Кинематическая схемапривода />элеватора
/>
1. Электродвигатель
2. Муфта упругая
3. Редуктор
4. Цепная передача
5. Барабан
6. Останов
7. Рама
I. Вал быстроходный
II. Вал тихоходный
III. Вал приводной
Z1 – колесо быстроходное
Z2 – колесо тихоходное
3. Выборэлектродвигателя
1. Общий коэффициентполезного действия:
/>;
nм=0,98 – КПДмуфты;
nред=0,96 –КПД редуктора;
пц.п.=0,93 –КПД цепной передачи;
nподш=0,99 –КПД опоры вала
/>
2. Мощностьэлектродвигателя:
/>
где Р΄эл– предварительная мощность э/д, [кВт];
Рвых –мощность на выходе, [кВт];
/>
где Ft = 2750 Н – окружное усилие набарабане;
v = 2,5 м/с – скорость лентытранспортёра;
По таблице определяем,что Рэл = 11кВт.
3. Частота вращенияприводного вала:
/>,
где n3 – частота вращения приводного вала [мин-1];
Dб = 375 мм – диаметр барабана;
Рассмотрим возможныеварианты передаточных чисел редуктора
/> – общее передаточное число;
/>
/> ,
Принимаем />;
/>;
где /> - передаточное числоцепной передачи;
/> - передаточное число редуктора;
Воспользуемся [1], где потаблице 24.8 выбираем электродвигатель 4A132М4, который имеет следующие параметры:
Рэ.д. = 11кВт, nэ.д.= 1460 мин-1.4. Определение мощности, крутящего момента и частотывращения каждого вала привода
Определиммощности: />;
/>;
/>;
где /> – мощность на валахредуктора, быстроходного, тихоходного валов и приводного вала, /> – коэффициенты полезногодействия муфты, редуктора, цепной передачи и опор соответственно.
Определимчастоту вращения: />;
/>;
/>;
где /> – частота вращения навалах редуктора, быстроходного, тихоходного валов и приводном вале.
Определимкрутящие моменты: />;
/>;
/>;
где /> – крутящие моменты навалах редуктора быстроходного, тихоходного и приводного валов.
Результатырасчётов 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 ипроверочный расчет конической передачи редуктора
Материалколеса и шестерни – сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработказубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:
дляшестерни: />;
дляколеса: />;
где /> – предел текучестиматериала.
Определимсреднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:
/>;
/>
где /> – твёрдость рабочейповерхности зубьев.
Определимкоэффициенты приведения на контактную выносливость /> ина изгибную выносливость /> потаблице 4.1., учитывая режим работы №3: />;/>.
Определимчисло циклов перемены напряжений.
Числа циклов/> перемены напряженийсоответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3. определяемчисла циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно:
/>, />, />.
Найдёмресурс передачи, т.е. суммарное время работы:
/>,
где /> – срок службы передачи,годы; /> – коэффициентиспользования передачи в течение года; /> –коэффициент использования передачи в течение суток.
Определимсуммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колесасоответственно:
/>,
/>,
где /> – ресурс передачи; /> и /> – частота вращенияшестерни и колеса соответственно; /> = /> = 1 – число вхождений взацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
Определимэквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактнуювыносливость:
/>,
/>,
где /> – коэффициенты приведенияна контактную выносливость; /> –суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как />, то принимаем /> и
/>, то />.
Определимэквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибнуювыносливость:
/>,
/>,
где /> – коэффициенты приведенияна изгибную выносливость; /> –суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как /> и />, то принимаем />.
Определимдопускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим
дляшестерни:
/>,
/>
/>, />
длязубчатого колеса:
/>,/>,
/>, />,
где /> и /> – длительный пределконтактной выносливости и коэффициент безопасности; /> и/> – длительный пределизгибной выносливости и коэффициент безопасности; /> –средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.
Определимпредельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:
/>
/>
/>
/>,
где /> – предел текучестиматериала колеса или шестерни.
Проверимпередачу на контактную выносливость:
/>, />, />, />.
Принимаемдопускаемое контактное напряжение как меньшее значение:
/>.
Определимкоэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
/> и />,
где /> и /> – коэффициентыконцентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; /> и/> – коэффициентыдинамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
Относительнаяширина зубчатого венца находится по формуле
/>,
где />=4 – передаточное числоредуктора.
По таблице5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и вариантасоотношения термических обработок “a” находим />, />
Тогда
/>
/>
Значения /> определяются потабл. 5.6 по известной окружной скорости:
/>,
где />= 1460 м/с – частотавращения быстроходного вала,
/>=270,8 – крутящиймомент на валу,
/>=4 – передаточное числоредуктора,
коэффициент /> определяется по табл. 5.4в зависимости от вида передачи.
Принимаем8-ю степень точности изготовления передачи находим, что
/> и />.
Теперьнаходим значения коэффициентов нагрузки
/>
/>
Определимпредварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса d΄e2:
/>,
где /> – коэффициент видаконических колёс
/>
Изстандартного ряда выбираем по ГОСТ 12289-66 ближайшее стандартное значениедиаметра внешней делительной окружности />
Определяем предварительноезначение диаметра внешней делительной окружности шестерни d'е1:
/>
Вычислимчисло зубьев шестерни Z1, учитывая, чтоминимальное число зубьев для передачи />:
По графикунаходим Z'1 = 12, учитывая таблицу />.
Принимаем Z1 = 19
Вычислимчисло зубьев колеса Z2:
/>.
Найдёмокончательное значение передаточного числа:
/>
Определяемуглы делительных конусов δ:
δ2 = arctg(U) = arctg (4) = 75,964°
δ1 = 90 — arctg(U) = 90 — arctg (4) = 14,036°
Определяемвнешний окружной модуль mte:
/>
Определяемвнешнее конусное расстояние Re:
/>
Вычисляемрабочую ширину зубчатого колеса b:
/>.
Принимаем b = 37мм.
Определяемкоэффициент смещения инструмента Xn:
По таблице7.5. для шестерни Xn1 = 0.305,для колеса Xn2 = — 0.305.
Проверимзубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:
/>
где YF2 = 3.63 – коэффициент учитывающийформу зубьев колеса. Определяется по табл. 6.2, при коэффициенте смещения Xn2 = — 0.305 и биэквивалентным числезубьев />.
/> - коэффициентвида конических колёс. Определяется по формуле
/>
Сравниваемполученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгибзубьев:
колеса:
/>.
шестерни:
/>,
где /> и /> – коэффициенты,учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2 лит. 1.
Сравнимполученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгибзубьев шестерни:
/>.
Определяемокончательное значение диаметра внешней делительной окружности:
/>
Определяемвнешние диаметры вершин зубьев:
шестерни
/>
колеса
/>
Определяемсредний нормальный модуль:
/>
Выполнимпроверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при даннойтермической обработке заготовки (термическое улучшение).
Дляколеса:
/>, /> – верно,
здесь /> – наибольший размерсечения заготовки. Для шестерни: />, /> – верно, где /> – наибольший размерсечения заготовки.
Определимсилы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружнуюсилу на среднем находим по формуле:
/>,
где />.
Осевая силана шестерне:
/>,
где />
Радиальнаясила на шестерне:
/>,
где />
Осевая силана колесе:
/>Н
Радиальнаясила на колесе:
/>Н6. Определение диаметров валов
Диаметрыразличных участков валов редуктора определим по формулам:
А) длятихоходного вала
Определимдиаметр тихоходного вала:
/>. Принимаем />
Длянайденного диаметра вала выбираем значения: /> – приблизительная высотабуртика, /> – максимальныйрадиус фаски подшипника, /> –размер фасок вала.
Определимдиаметр посадочной поверхности подшипника:
/>. Принимаем />
Рассчитаемдиаметр буртика для упора подшипника:
/>. Принимаем />
Б) длябыстроходного вала
Определимдиаметр быстроходного вала шестерни:
/>. Принимаем />
Длянайденного диаметра вала выбираем значения: /> – приблизительная высотабуртика, /> – максимальныйрадиус фаски подшипника, /> –размер фасок вала.
Определимдиаметр посадочной поверхности подшипника:
/>. Принимаем />
Рассчитаемдиаметр буртика для упора подшипника:
/>. Принимаем />7.Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности
I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипникиконические однорядные средней серии />. Длянего имеем: /> – диаметр внутреннегокольца, /> – диаметр наружногокольца, /> – ширина подшипника, /> – динамическаягрузоподъёмность, /> – статическаягрузоподъёмность, /> – предельнаячастота вращения при жидкой смазке. На подшипник действуют: /> – осевая сила, /> – радиальная сила. Частотаоборотов />. 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).
Определяемрадиальные силы действующие в подшипниках:
/>
/>
Определяемминимальные осевые нагрузки для подшипников:
/>
Определяемосевые реакции в опорах:
Принимаем,что Fа1 = S1= 98,5 Н, тогда из условия равновесия />,что больше, чем S2. Следовательно, силынайдены правильно.
Определяемэквивалентную нагрузку для 1ой опоры: />. Следовательно, X = 1, Y = 0.
Отсюда />
Определяемэквивалентную нагрузку для 2ой опоры:
/>
Определяемзначение коэффициента радиальной динамической нагрузки /> и коэффициента осевойдинамической нагрузки />.
Определяемэквивалентную радиальную динамическую нагрузку />.
Рассчитаемресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой болеенагруженной опоре): />, или />, что удовлетворяеттребованиям.
II. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипникиконические однорядные средней серии />. Длянего имеем: /> – диаметр внутреннегокольца, /> – диаметр наружногокольца, /> – ширина подшипника, /> – динамическаягрузоподъёмность, /> – статическаягрузоподъёмность, /> – предельнаячастота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: /> – осевая сила, /> – радиальная сила. Частотаоборотов />. Требуемый ресурс работы />,/>, Y= 1,94 при Fa/VFr> e.
Найдём: /> – коэффициентбезопасности; /> – температурныйкоэффициент; /> – коэффициент вращения.
/>
Определяемрадиальные силы действующие в подшипниках:
/>
Определяемминимальные осевые нагрузки для подшипников:
/>
Определяемосевые реакции в опорах:
Принимаем,что Fа1 = S1= 158,5 Н, тогда из условия равновесия />,что больше, чем S2. Следовательно, силынайдены правильно.
Определяемэквивалентную нагрузку для 1ой опоры: />. Следовательно, X = 1, Y = 0.
Отсюда />
Определяемэквивалентную нагрузку для 2ой опоры:
/>
Определяемзначение коэффициента радиальной динамической нагрузки /> и коэффициента осевойдинамической нагрузки />.
Определяемэквивалентную радиальную динамическую нагрузку />.
Рассчитаемресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой болеенагруженной опоре): />, или />, что удовлетворяеттребованиям.
8.Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного)
C
A
B Действующие силы: