Санкт–ПетербургскийГосударственный Университет
сервиса иэкономики
ФедеральноеАгенство по Образованию
КалужскийфилиалКурсовой проект
по ОФСС
Проектированиепривода цепного транспортёра (расчет редуктора)
выполнил:
студент Cемусев Е.А.
Сервис«230700»
Проверил:
__________
Калуга 2007г.
Содержание
1. Выбор электродвигателя
2. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждоговала привода
3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
4. Расчёт червячнойпередачи
5. Определение диаметров валов
6. Выбор типа подшипников
7. Расчет тихоходного вала
8. Проверкаподшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности
9. Выбор и расчёт шпоночных соединений
10. Подбор муфты
11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
Список использованной литературы
1. Выборэлектродвигателя
Общий коэффициент полезного действияпривода определяется по формуле:
/>,
где />=/>=0,99 — коэффициентполезного действия муфты М1 и М2;
/>=0,8 — коэффициент полезного действиячервячного редуктора;
/>=0,99 — коэффициент полезногодействия подшипников.
Мощность электродвигателяопределяется по формуле:
/> кВт ,
где />=4000Н – окружное усилие на звездочках;
/>=0,75 м/с – скорость движения цепи;
/>=0,776- коэффициент полезного действия привода цепного транспортера.
Частота вращения приводного валаопределяется по формуле:
/> об/мин,
где />=0,75 м/с – скорость движения цепи;
/> мм – диаметр звездочки,
где />=125мм – шаг зубьев звездочки;
z=9 – число зубьев звездочки
Общее передаточное число />.
По стандартным значениям частоты вращенияэлектродвигателя выбираем наименьшее общее передаточное число:
/>
/>
/>
/>
Следовательно, частота вращенияэлектродвигателя />=1500 об/мин.
Выбираем электродвигатель по каталогу.Принимаем двигатель IM 1081 АИР 100 LB4/1430: мощность />=4 кВт, частота вращения />=1430 об/мин, диаметр вала />мм, длина выходного концавала />мм, высота от плиты до вала/> мм.
2. Определениемощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Мощности на валах привода определяютпо формулам:
/>
где /> -мощности на I, II, IIIвалах, кВт;
/>=/>=0,99 — коэффициентполезного действия муфты М1 и М2;
/>=0,99 — коэффициент полезногодействия подшипников.
Частота вращения на валахопределяется по формулам:
/>
Где /> -частоты вращения на I, II, III валах привода, об/мин
/>=1430об/мин — частоты вращения вала электродвигателя;
/> - передаточное отношение редуктора.
Момент на валах определяется поформулам:
/>
где /> -моменты на I, II, III валах, Н/>мНомер вала P, кВт n, об/мин
Т, Н/>м I
/>
/>
/> II
/>
/>
/> III
/>
/>
/>
3. Выборматериала и определение допускаемых напряжений
Выбор материала.
Ожидаемая скорость скольжения:
/>
По таблице 1.1 из [2] с учетом Vск выбираем материал венца червячного колеса: Бр.ОЦС6-6-3 sв = 200(МПа), sт = 90(МПа), способ отливки – в металлическую форму.
Червяк принимаем Сталь45 закалённая HRC 45-50.
Расчет допускаемых напряжений.
Суммарное время работы передачи:
/>ч
где />=5лет – срок службы;
/>=0,3– годовой коэффициент использования;
/>=0,3– суточный коэффициент использования.
Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
Эквивалентное число циклов переменынапряжений при расчете на контактную выносливость:
/>
где />-коэффициент приведения для расчетов на контактную выносливость ([2] табл. 2.2).
При расчете на изгибную выносливость:
/>
где />-коэффициент приведения для расчетов на изгибную выносливость
([2] табл. 2.2).
Допускаемые напряжения для расчета наконтактную и изгибную выносливость:
/>МПа
/>МПа
где />-предел выносливости;
/>-предел текучести.
Расчётные допускаемые напряжения:
/> МПа
/> МПа
где />-коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала 1-ой группы ([2] рис.2.3);
/>-коэффициент безопасности ([2] табл. 2.4).
Предельные допускаемые напряжения длярасчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
контактная прочность
/>МПа
изгибная прочность
/>МПа
Сравниваем предельные допускаемыенапряжения и расчётные допускаемые напряжения:
/>
/>
4. Расчетчервячной передачи
Значение коэффициента нагрузки:
/>
Ориентировочное значение межосевого расстояния:
/> />
где Т2 – вращающий момент на валу червячногоколеса, Нм.
Число зубьев червячного колеса:
/>
/>
Осевой модуль:
/>Предварительное значение коэффициента диаметрачервяка:
/>
Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется порекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатурызуборезного инструмента. Принимаем m = 6,3 и q=14.
Уточняем межосевое расстояние:
/>
Округляем его до ближайшегостандартного значения из ряда: …125;160;180…
Принимаем />
Коэффициент смещения:
/>
Начальный угол подъема червяка:
/>
Размерычервяка.
Диаметрделительный:
/>
Диаметрначальный:
/>
Диаметр вершин витков:
/>
Диаметрвпадин витков:
/>
Длина нарезной части:
/>
Выбираем /> мм.
Размеры червячного колеса.
Диаметрделительный окружности колеса:
/>
Диаметр вершин зубьев:
/>
Диаметрколеса наибольший:
/>
Диаметрвпадин зубьев:
/>
Ширинавенца колеса:
/>
Проверочныйрасчёт передачи на прочность.
Окружнаяскорость на червяке:
/>
Скоростьскольжения в зацеплении:
/>
Уточняем />:
/>
где
/> -коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала 1-ой группы
/>
Расчетное напряжение на рабочихповерхностях зубьев не превышает допускаемого, следовательно, ранееустановленные параметры передачи можно принять:
/>
КПДпередачи.
/>
где
/> — предельныйугол трения
Силы взацеплении.
Окружнаясила на колесе (осевая на червяке):
/>
Окружнаясила на червяке (осевая на колесе):
/>
Радиальнаясила:
/>
Проверказубьев колеса по напряжениям изгиба.
Эквивалентное число зубьев колеса:
/>
Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2]:/>
Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.
/>
Условие прочности выполняется, так как sF
Тепловой расчёт.
Мощность на червяке:
/>
Температура рабочая:
/>
где />-коэффициент, учитывающий отвод теплоты;
/> м2 — поверхность охлаждения корпуса;
/> -коэффициент теплоотдачи.
5. Определениедиаметров валов
Диаметры различных участков валовредуктора определяют по формулам:
для быстроходного вала:
/>мм
Принимаем />=38мм.
/>мм
Принимаем />=50мм.
/>мм
Принимаем />=60мм.
для тихоходного вала:
/>мм
Из конструкторских соображенийпринимаем />=56 мм.
/>/>мм
Принимаем />=65мм.
/>мм
Принимаем />=75мм.
/>
Принимаем />=75мм.
6. Выбортипа подшипников
Для вала-червяка быстроходной ступенипринимаем роликоподшипники конические однорядные средней серии с параметрами:
/>мм — внутренний диаметр подшипника
/>=110 мм – наружный диаметр подшипника
/>=29 мм – ширина подшипника
/>=3 мм – радиус скругления подшипника
/>=96600 Н – динамическаягрузоподъемность
/>=75900 Н – статическаягрузоподъемность
Для тихоходного вала принимаемроликоподшипники конические однорядные средней серии с параметрами:
/>мм — внутренний диаметр подшипника
/>=140 мм – наружный диаметр подшипника
/>=33 мм – ширина подшипника
/>=3,5 мм – радиус скругленияподшипника
/>=134000 Н – динамическаягрузоподъемность
/>=111000 Н – статическаягрузоподъемность
7. Расчеттихоходного вала
/>
Силы, действующие в зацеплении:
окружная сила /> Н,
радиальная сила /> Н,
осевая сила />Н.
Определение сил, действующих внередуктора:
окружная сила муфты /> Н;
/> Н·м;
/>Н·м,
где /> -делительный диаметр червячного колеса z2.
Определение реакции опор и построениеэпюр.
Реакции в горизонтальной плоскости.
/>
Реакции в вертикальной плоскости.
/>
Реакции от консольной силы.
/>
/>
Полная реакция в опорах.
Рассматриваем самый нагруженныйслучай, когда реакции от консольной силы совпадают с реакциями от сил взацеплении:
/>
Для изготовления вала выбрана сталь40X:
/>, />
Нормальные напряжения определяются поформуле:
/>
где /> -суммарный изгибающий момент,
/> - осевая сила,
/> - момент сопротивления сечения валапри расчете на изгиб,
/> - площадь поперечного сечения.
Наиболее опасное сечение – I.
/> - коэффициент перегрузки.
/>.
Рассматриваю наиболее опасное сечение1:
/>
/>
Осевая сила: />.
/>
Касательные напряжения определяютсяпо формуле:
/>
где /> -крутящий момент,
/> — момент сопротивления сечения валапри расчете на кручение.
/>
/>
Частные коэффициенты запаса прочностипо нормальным напряжениям вычисляются:
/>
по касательным напряжениям:
/>
Общий коэффициент запаса прочности попределу текучести:
/>
Минимально допустимое значениекоэффициента запаса: />
Т.к. />, то статическая прочностьобеспечена.
8. Проверкаподшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности
Наподшипник действуют: /> – осевая сила, /> – радиальная сила. Частотаоборотов />. Требуемый ресурс работы />=5 лет=43800 ч.
Найдём:/> – коэффициент безопасности([20] табл.1);
/> – температурныйкоэффициент;
/> – коэффициент вращения (привращении внутреннего кольца).
Определяемэквивалентную нагрузку />. По ([20]табл.3) находим коэффициент осевого нагружения />.
Проверимусловие, что />: />.
По ([20]табл.3) определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки /> и коэффициента осевойдинамической нагрузки />.
Определяемэквивалентную радиальную динамическую нагрузку />.
Рассчитаемресурс принятого подшипника: />,
/>, что удовлетворяеттребованиям.9. Выбор и расчёт шпоночных соединений
Расчётшпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонкина смятие.
1.Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя. /> – крутящий момент на валу
/> – диаметр вала,
/> – длина шпонки,
/>– ширина шпонки,
/> – высота шпонки,
/> – глубина паза вала,
/> – глубина паза ступицы,
/> – допускаемое напряжениена смятие материала шпонки,
/> – временное сопротивлениематериала шпонки (предел прочности при растяжении).
Условиепрочности:
/>,
2.Соединение тихоходного вала с червячным колесом.
/> – крутящий момент на валу
/> – диаметр вала,
/> – длина шпонки,
/>– ширина шпонки,
/> – высота шпонки,
/> – глубина паза вала,
/> – глубина паза ступицы,
/> – допускаемое напряжениена смятие материала шпонки,
/> – временное сопротивлениематериала шпонки (предел прочности при растяжении).
Условиепрочности:
/>,
3.Соединение тихоходного вала с муфтой приводного вала.
/> – крутящий момент на валу
/> – диаметр вала,
/> – длина шпонки,
/>– ширина шпонки,
/> – высота шпонки,
/> – глубина паза вала,
/> – глубина паза ступицы,
/> – допускаемое напряжениена смятие материала шпонки,
/> – временное сопротивлениематериала шпонки (предел прочности при растяжении).
Условиепрочности:
/>,
10. Подбормуфты
Муфта комбинированная (упругая ипредохранительная) с разрушающимся элементом .
Предохранительная муфта отличаетсякомпактностью и высокой точностью срабатывания. Обычно применяется в техслучаях, когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно.Может работать только при строгой соосности валов.В качестве разрушающегосяэлемента обычно используют штифты, выполняемые из стали или из хрупкихматериалов(серый чугун, бронза).В момент срабатывания штифт разрушается ипредохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.Для удобстваэксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе со штифтом.В этомслучае сопряжение втулок с полумуфтами H7/js6,штифта с втулками H7/k6.Одну из полумуфт устанавливают припосадке Н7/f7, предусматривая по торцамминимальный зазор 0.05…0.10 мм.Чтобы торцы втулок не задевали друг за друга, следует предусматривать зазор на 0.05…0.10 мм больший, чем между торцамиполумуфт.
Муфта упругая втулочно-пальцевая поГОСТ 14084–76.
Отличается простотой конструкции иудобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателяс малымикрутящими моментами.Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-засравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью иприменяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах(/>3 мм; />0.10…0,15 мм; />0,6/100 мм/мм ).
Материал полумуфт – чугун СЧ20.
Материал пальцев – сталь 45.
Для проверки прочности рассчитываютпальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасаниявтулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, анапряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:
/>
где z – число пальцев,z= 4. Рекомендуют принимать /> = 1,8...2 МПа.
Тогда />
Пальцы муфты изготовляют из стали 45и рассчитывают на изгиб:
/>
Допускаемые напряжения изгиба />, где /> — предел текучестиматериала пальцев, МПа. Зазор между полумуфтами С=6мм
/>11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
Картернуюсмазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с.
Определимокружную скорость вершин зубьев колеса: /> – для тихоходной ступени,
где /> – частота вращения валатихоходной ступени,
/> – диаметр окружностивершин колеса тихоходной ступени; /> – для быстроходнойступени,
где /> – частота вращения валабыстроходной ступени,
/> – диаметр окружностивершин колеса быстроходной ступени.
Рассчитаемпредельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса быстроходной ступениредуктора в масляную ванну: />,
где /> – диаметр окружностейвершин зубьев колеса тихоходной ступени.
Определим необходимый объём масла поформуле: />,
где /> – высота области заполнения маслом, /> и /> – соответственно длина и ширинамасляной ванны.
13.4. Выберем марку масла по табл.11.1 лит. 3 в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени:И-Т-С 320 ТУ 38.101413-78. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс притемпературе /> />.
Смазывание подшипников происходит темже маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимопредварительно промаслить.
Список использованной литературы
1. А.В.Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчётузубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”
2. В.Н.Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методическиеуказания по курсовому проектированию, Москва, 1981 г.
3. П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшаяшкола”, 1985 г.
4. Д.Н.Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.
5. М.Н.Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991
6.Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.
7. Л.Я.Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва,“Машиностроение”, 1992 г.
8. Анурьев В.И. Справочникконструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.