Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
П
ояснительная записка и расчеты
к курсовому проекту
по дисциплине „Детали машин и механизмов”
прм–6900.04.400.000.000 пз
2008
1 Кинематический и энергетический расчет привода 2 Расчет передач 2.1 Расчет клиноременной передачи 2.2 Расчет червячной 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
5 Расчет шпоночных соединений.
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: Частота вращения барабана: 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: По таблице выбираем двигатель серии А4 тип А4 100S2У3/1435, мощность P = 4,0 кВт, частота вращения Действительное передаточное отношение: Действительное передаточное отношение цепной передачи при up
=20 и upem
=2: Мощности на валах: Частота вращения валов: Крутящий момент на валу электродвигателя: где w д
–угловая скорость двигателя: Крутящие моменты на валах: 3,8 2880 12,6 20 3,7
0,9
6 0,8 3,65 1440 24,2 2,9 72 387,3 2,8 19,1 1391,36 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 Диаметр большего шкива: Принимаем значение межосевого расстояния при u = 2: Длина ремня: По стандарту принимаем Уточненное межосевое расстояние: 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 Число ремней: где Принимаем 3 ремня. Предварительное натяжение одного ремня: где окружная скорость ремня: дополнительное натяжение при периодическом подтягивании ремня Сила, действующая на вал: где b – угол между ветвями ремня: 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 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 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: Допускаемые напряжения изгиба: 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). Межосевое расстояние: По стандарту принимаем aw
= 146 мм. Модуль передачи: По стандарту принимаем m = 6,3 мм. Коэффициент смещения: Условие не соблюдается, изменим число зубьев колеса z2
= 39. При этом действительное передаточное отношение Делительные диаметры: червяка червячного колеса Угол подъема винтовой линии: Окружная скорость червяка: Скорость скольжения: 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 Коэффициент концентрации нагрузки Коэффициент расчетной нагрузки: Контактные напряжения: Так как sH
= 178,5 МПа < [sH
] = 182 МПа, следовательно контактная прочность достаточна. Окружная сила на колесе: Осевая сила на колесе Радиальная сила Нормальный модуль: Ширина колеса при z1
= 2: Число зубьев эквивалентного колеса: Коэффициент формы зуба YF
=1,5. Напряжения изгиба: Так как sF
= 17,1 МПа < [sF
] = 82 МПа, следовательно изгибная прочность достаточна. Диаметр вершин червяка: Диаметр впадин червяка: Длина нарезанной части червяка при X = 0,4: Для шлифованного червяка при m = 6,3мм < 10 мм увеличиваем b1
на 25 мм. b1
= 90 ммм. Диаметр вершин колеса: Диаметр впадин колеса: Наружный диаметр колеса при z1
= 2: 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, По ГОСТ 13568–75*
для принятых При этом Скорость цепи: 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: Окружная сила: Натяжение от центробежных сил: где q – масса единицы длины цепи по каталогу, q=1,9 кг/м. Сила предварительного натяжения от массы цепи: где Kf
– коэффициент провисания, при горизонтальном положении Kf
= 6, a – длина свободной ветки цепи, приближенно равная межосевому расстоянию. 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
. 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 ширина торцов центра колеса толщина диска ширина торцов зубчатого венца размер фаски 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
+ 2 8 мм Толщина стенки крышки редуктора: δ1=
0,032 awt
+ 2 8 мм Толщина верхнего фланца корпуса s=(1,5...1,75) δ 12 мм Толщина нижнего фланца корпуса s2
=2,35 δ 20 мм Толщина фланца крышки редуктора s1
=(1,5...1,75) δ1
12 мм Диаметр фундаментных болтов d1
=(0,03…0,36) awt
+12 18 мм Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобишек d2
=(0,7…0,75) d1
14 мм Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки d3
=(0,5...0,6) d1
10 мм Толщина ребер корпуса с1
=(0,8...1) d1
18 мм Минимальный зазор между колесом и корпусом b=1,2δ 10 мм Координата стяжного болта d2
у бобишки с2
≈ (1,0...1,2 d2
) 14 мм Таблица 3.2 – Розмеры для компоновочного чертежа редуктора Расстояние от внутренней стенки редуктора до вращающейся детали е1
= (1,0...1,2)δ 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
= (5...10)m, 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
≈ (2,0...2,5)d 100 мм Толщина крышки подшипника δ2
= d4
10 мм Толщина фланца и стенки стакана δ3
= δ4
= δ2
10 мм Толщина упорного буртика стакана δ5
= δ2
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: В соответствии со стандартом принимаем Диаметр вала под уплотнения Расстояние между подшипниками червяка: Применяем конструкцию с двумя радиально-упорными подшипниками, установленными по разные стороны червяка. Диаметр Вал III (вал червячного колеса).
Средний диаметр вала червячного колеса: В соответствии со стандартом принимаем Диаметр вала под уплотнения Диаметр вала в месте установки подшипника Диаметр вала в месте посадки колеса Диаметр упора для колеса После определения конструкции валов, червячного колеса и корпуса выполняем компоновочный чертеж редуктора. По результатам компоновочного чертежа выполняем проверочный расчет валов. Исходные данные: Силы в зацеплении: на колесе окружная осевая радиальная Нагрузка от цепной передачи Моменты на валах Вал III (вал колеса).
Вертикальная плоскость: Под действием осевой силы возникает изгибающий момент Реакции в опорах: Горизонтальная плоскость: 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 Нормальные напряжения: Касательные напряжения : Эквивалентные напряжения: Статическая прочность сечения I-I достаточна. Статическая прочность сечения II-II достаточна Расчет на сопротивление усталости . Запас сопротивления усталости: где 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: 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: 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: Принимаем длину шпонки 36 мм. 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 На опоре В Суммарная осевая составляющая: Коэффициент безопасности Kб
=1 (спокойная нагрузка). Температурный коэффициент Kт
=1 (температура до 1000
). Эквивалентная нагрузка: Выполняем расчет для опоры В как более нагруженной. Эквивалентная долговечность: где Lh
– суммарное время работы подшипника. Ресурс подшипника: где n = 72 мин–1
– частота вращения. Динамическая грузоподъемность: где a1
= 1 – коэффициент надежности, a2
= 1 – коэффициент совместного влияния качества материала и условий эксплуатации. 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. Условие проверки по статической грузоподъемности выполняется 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. 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.
|