Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
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 зубчатыхзацеплений и подшипников Литература 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. 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 Принимаем где 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 Определим частоту вращения: где Определим крутящие моменты: где 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 Определим среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса: где Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов Найдём ресурс передачи, т.е. суммарное время работы: где Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: где Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: где Так как Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: где Так как Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим для шестерни
: для зубчатого колеса
: где Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: где Проверим передачу на контактную выносливость: Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение: Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: где Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле где По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим Тогда Значения где коэффициент Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что Теперь находим значения коэффициентов нагрузки Определим предварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса d΄e
2
: где 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 δ: δ2
= arctg(U) = arctg (4) = 75,964° δ1
= 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 Xn
1
= 0.305, для колеса Xn
2
= - 0.305. Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где YF
2
= 3.63 – коэффициент учитывающий форму зубьев колеса. Определяется по табл. 6.2, при коэффициенте смещения Xn
2
= - 0.305 и биэквивалентным числе зубьев Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев: колеса:
шестерни
: где 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
: здесь 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: Радиальная сила на колесе: Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам: А) для тихоходного вала Определим диаметр тихоходного вала: Для найденного диаметра вала выбираем значения: Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: Б) для быстроходного вала Определим диаметр быстроходного вала шестерни: Для найденного диаметра вала выбираем значения: Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии Найдём: 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 Определяем эквивалентную нагрузку для 1ой
опоры: Отсюда Определяем эквивалентную нагрузку для 2ой
опоры: Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой
более нагруженной опоре): II. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии Найдём: 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 Определяем эквивалентную нагрузку для 1ой
опоры: Отсюда Определяем эквивалентную нагрузку для 2ой
опоры: Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой
более нагруженной опоре): 8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного)
Изгибающие моменты в опасном сечении: от от от Суммарный изгибающий момент будет вычисляться по формуле Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. 10.2 лит. [1]: Определим отношение следующих величин (табл. 10.3 и 10.6 лит. [1]): Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения 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 Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: 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 σсм
, а в 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: Условие прочности: 2). Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом. Условие прочности: 3). Соединение тихоходного вала со звёздочкой. Имеем: Условие прочности: 1. Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР. 2. Предварительное значение шага для однорядной цепи Ближайшее значение шага однорядной цепи по стандарту: P=31,75 мм ; А=262 мм2
- площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи. Принимаем крег
=1,25 – передача с нерегулируемым натяжением цепи; ксмаз
=1,5 – смазывание цепи нерегулярное; креж
=1 – работа в одну смену; Окружная сила передаваемая цепью Давление в шарнире однорядной цепи Для дальнейших расчетов принимаем двухрядную цепь 2ПР-25,4-11340. 5. Число зубьев ведомой звездочки z2
=U·z1
=2,875·23=66,125. Принимаем z2
=66. 6. Частота вращения ведомой звёздочки: 7. Делительный диаметр ведущей звездочки: 8. Диаметр окружности выступов ведущей звездочки: 9. Делительный диаметр ведомой звездочки: 10. Диаметр окружности выступов ведомой звездочки: 11. Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший) 12. Диаметр обода ведомой звездочки (наибольший) Принимаем 13. Ширина зуба звездочки 14. Ширина венца зуба звездочки 15. Межосевое расстояние 16. Потребное число звеньев цепи Принимаем 17. Уточнение межосевого расстояния Полученное значение уменьшаем на: Окончательное значение межосевого расстояния: 18. Нагрузка на валы звездочек: 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 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 1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г. 2. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г. 3. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991. 4. В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.1. 5. В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.2. 6. В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.3. 7. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. 8. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.М.И. 9. Анфимов – Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.
|