Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Тяговая сила ленты F = 2,5 кН

Скорость ленты х = 1,1 м/с

Шаг тяговой цепи p=125 мм

Срок службы привода L = 4 лет

Число зубьев звёздочек z=7

Допускаемое отклонение скорости ленты д = 5 %

Структурная схема машины

Рис. 1

Где:

М - двигатель;

ОП - цепная передача - отрытая передача;

ЗП - цилиндрический редуктор - закрытая передача;

РЗ -рабочее звено.

Техническое предложение

Техническое предложение (ГОСТ 2.118-73) содержит технико-экономическое обоснование целесообразности разработки изделия и уточняет требования к изделию, полученные на основании технического задания и проработки вариантов возможных технических решений изделия с учетом его конструктивных и эксплуатационных особенностей.

1. Разработка чертежа кинематической схемы привода

1.1 Кинематическая схема привода

Графическая часть задачи выполнена на чертежной бумаге формата А4. Работа содержит: кинематическую схему привода ленточного конвейера; перечень элементов схемы; исходные данные для проектирования.

1.2 Определение срока службы приводного устройства

Устанавливаем конвейер на железнодорожную станцию для обработки товарных вагонов. Работа в две смены, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов.

1.2.1 Определение ресурса привода

ч

где Lr- нормативный срок службы привода, Lr=4лет;

Lc- число смен работы, Lc=2;

t- число часов работы в смену, t=8 ч.

1.2.2 Служба привода с учетом простоев, равных 15% рабочего времени

ч

1.2.3 Расчетный рабочий ресурс привода принимаем

ч

Таблица 1.2.3.1

Сводная таблица

Место установки привода	Lr , лет	Lc	t , ч	Характер нагрузки	Режим работы	Lh , ч
Железнодорожная станция	4	2	8	С малыми колебаниями	Реверсивный	20000

2. Кинематические расчеты привода. Выбор двигателя

Двигатель является одним из основных элементов. От типа двигателя зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

2.1.1 Определяем требуемую мощность конвейера

кВт

2.1.2 Определение КПД привода

2.1.3 Находим требуемую мощность двигателя

2.1.4 Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью , применив для расчета четыре варианта типа двигателя

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность ,кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	при номинальном режиме
1 2 3 4	4АМ90LB8У3 4AM80B6У3 4AM80A4У3 4АМ71В2У3	1,1 1,1 1,1 1,1	750 1000 1500 3000	700 920 1420 2810

2.1.5 Определение частоты вращения барабана

об/мин

2.1.6 Находим передаточное число привода u для каждого варианта

2.1.7 Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода u Ременной передачи Цилиндрического редуктора	3.99 1.27 3.15	5.45 1.73 3.15	8.19 2.6 3.15	16.21 5.15 3.15

2.1.8 Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу

а) четвертый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа u всего привода;

б) первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения, ввиду большой металлоемкости.

в) в третьем варианте получилось большое значение передаточного числа ременной передачи(2…3)

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй.

2.1.9 Определение максимально допустимого отклонения частоты вращения приводного вала конвейера

об/мин

2.1.10 Определение допускаемой частоты вращения приводного вала конвейера, приняв =+1,05об/мин

об/мин:

отсюда фактическое передаточное число привода

передаточное число цепной передачи:

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112МА6У3( =955 об/мин); передаточные числа: привода u=12, редуктора , ременной передачи =3.

3. Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		двопзпмрм
Мощность Р, кВт	дв	=2.95
	Б	=
	Т	=
	рм	=
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , 1/с	дв	=955	=
		Б
		Т	=	=
		рм	=175	=18.34
Вращающий момент T,	дв	=
	Б	=
	Т	=
	рм	=

4. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

4.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала зубчатой передачи

а) Выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса:

Материал - Сталь 40Х

б) Выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса:

Для шестерни - улучшение, для колеса - нормализация

в) Выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ и НВ:

Для шестерни НВ=235…262

Для колеса НВ=269…302

г) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ и колеса НВ:

НВ=(235 + 262)/2=248,5

НВ=(269+ 302)/2=285,5

НВср=(НВ+ НВ)/2=267HB

д) Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса в, -1:

Для шестерни в=900 Н/мм2, -1=410Н/мм2, т=750 Н/мм2

Для колеса в=790 Н/мм2, -1=375 Н/мм2, т=640 Н/мм2

е) Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни(Dпред - диаметр) и колеса(Sпред - толщина обода или диска):

Dпред=200мм, Sпред=125мм

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений []Н, Н/мм2

а) Определяем время работы привода с учетом изменения режимов нагружения

tL1=0.1LH=0.120103=2103

tL2=0.4LH=0.420103=4103

tL3=0.5LH=0.520103=10103

б)Рассчитываем число циклов нагружения :

1)Nc1i=60n1tLi-для шестерни

Nc11=609552103=114,6106

Nc12=609558103=458,4106

Nc13=6095510103=573106

2) Nc2i=60n2tLi- для колеса

Nc21=601752103=21106

Nc22=601758103=84106

Nc23=6017510103=105106

в) Определяем эквивалентное число циклов нагружения:

г)Назначаем число циклов, соответствующих пределу выносливости:

KHL1=

KHL2=

д) Определяем допускаемое контактное напряжение []H01 и [у]H02

для шестерни []H01=1,8 НВ+ 67=Н/мм2

для колеса [у]H02=1,8 НВ2ср+ 67= Н/мм2

е) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса [у]H2:

для шестерни []H1= KHL1[]H01=0,62514,4=318,9 Н/мм2

для колеса [у]H2= KHL2[у]H02=580,90,75=435,7Н/мм2

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [у]F, Н/мм2

а) Эквивалентное число циклов нагружения вычисляем по формуле:

NFE1=121106

NFE2=22,18106

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [у]F01 и [у]F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни [у]F01=1,03 НВ=1,03248,5=255,96 Н/мм2

для колеса [у]F02=1,03 НВ2ср=1,03285,5=294,07 Н/мм2

в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]F1 и колеса [у]F2:

для шестерни [у]F1= КFL1[у]F01=255,960,57=145,9 Н/мм2

для колеса [у]F2= KFL2[у]F02=294,07·0,75=220,5 Н/мм2

Для реверсивных передач [у]F=255,9550,75=191,97

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термо - обработка	НВ	в	-1	[у]Н	[у]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня Колесо	Сталь40Х	200мм 125мм	Улучшение Нормализация	248,5 285,5	790 900	375 410	514,3 580,9	191,79 220,55

5. Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

привод двигатель редуктор передача

5.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм

,

а) Ka - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ka=43;

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) u - передаточное число редуктора или открытой передачи, u=3;

г) Т2 - вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора, Нм;

д) []н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

е) Кн - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

Кн=1.

мм

По ГОСТу 6636-69 «Нормальные линейные размеры» принимаем aw=95мм.

5.2 Определяем модуль зацепления m, мм

,

где а) Кm - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm=5.8;

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) - ширина венца колеса, мм;

г) [у]F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;

мм

Принимаем стандартное значение m = 2мм.

мм

мм

5.3 Определяем угол наклона зубьев

=

5.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

5.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

5.6 Определяем число зубьев шестерни

5.7 Определяем число зубьев колеса

5.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение u от заданного u

u = 2.1 %

5.9 Определяем фактическое межосевое расстояние

5.10 Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делитель - ный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца

Проверочный расчет

5.11 Проверяем межосевое расстояние

5.12 Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовки колес

Dзаг ? Dпред , Sзаг ? Sпред.

Диаметр заготовки шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

5.13 Проверяем контактные напряжения уН, Н/мм2

,

а) K - вспомогательный коэффициент, К=376;

б) - окружная сила в зацеплении, Н;

в) КН - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. КН=1,16

г) КHv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. КHv=1.01

Н/мм2

уН [у]Н

5.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни уF1 и колеса уF2, Н/мм2

;

,

где а) КF=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

б) КFv=1.04 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

в) KFв=1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

г) Находим эквивалентные числа зубьев шестерни: и колеса ;

Затем находим коэффициенты формы зуба шестерни: и колеса

д) - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) Н/мм2, [у]F2=191.97 H/мм2 - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	100	Угол наклона зубьев в	14.5
Модуль зацепления m	2	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	44.5 155.5
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	30 28
Число зубьев шестерни z1 колеса z2	23 97	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	48.5 159.5
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	39.7 160.4

Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения уН, Н/мм2	581	565	-1.02%
Напряжение изгиба, Н/мм2		145.9	129	-11.58%
		220.55	118.88	-46.1%

6. Расчет цепной передачи

6.1 Определить шаг цепи p,мм:

а) T1-вращающий момент на ведущей звездочке(равный Т2 на тихоходном валу редуктора),Н·м

б) КЭ=Kg·Kc·Ko·Kрег·Kp;

KЭ=1.2· 0.8·1·1·1.25=1.2

в)z1-число зубьев ведущей звёздочки

z1=29-24

z1=23

г) Допускаемое давление [pц] в шарнирах цепи,т.к. скорость грузовой цепи V=1.1м/с,

то [рЦ] =25Н/мм2

д) V-число рядов цепи. Для однородных цепей ПР V=1

Принимаем по стандарту P=19,05

6.2 Определить число зубьев ведомой звёздочки

z2=z1·4=72

6.3 Определить фактическое передаточное число Uф и проверить его отклонение

?u от заданного u :

;?4

6.4 Определить оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи а=(30…50)p,где p-стандартный шаг

6.5 Определить число звеньев цепи Lp2

Принимаем Lp=130

6.6Уточнить межосевое расстояние ap:

6.7 Определить фактическое межосевое расстояние a, мм

a=ap·p=40·19.05=762 am=0.995a=758.19

6.8 Определить длину цепи L, мм

L=Lp·p=130·19.05=2476.5

6.9 Определить диаметры звёздочек ,мм

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки ведомой звёздочки

Диаметр окружности выступов

Ведущей звёздочки ведомой звёздочки

Диаметр окружности впадин:

Ведущеё звёздочки ведомой звёздочки

6.10 Проверить частоту вращения меньшей звёздочки n,об/мин:

n1? [n1]

где n1-частота вращения тихоходного вала редуктора об/мин, (на этом валу расположена меньшая звёздочка)

[n1]=15·103 /p-допускаемая частота вращения

[n1]=15·103 /19,05=787об/мин

175?787

6.11 Проверить число ударов цепи о зубья звёздочек U,c-1U?[U] где

U=4z1·n1/60Lp-расчётное число ударов цепи

U=4·23·175/60·130=2,07·с-1

[U]=508/p-допускаемое число ударов цепи

[U]=508/19.05=26.6c-1 2.07<27

6.12 Определим фактическую скорость цепи V, м/с:

6.13 Определим окружную силу, передаваемую цепью Ft,H:

6.14 Проверим давление в шарнирах цепи Pц,H/мм2 :

А-площадь опорной поверхности шарнира, мм:

А=d1·b3=5.94·18.8=111.9мм2

6.15 Проверим прочность цепи

Прочность цепи удовлетворяется соотношением S?[S],где [S]-допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей;

S-расчетный коэффициент запаса прочности

где Fp-разрушаемая нагрузка цепи,H ,зависит от шага цепи p и выбирается по таблице К.32

Ft-окружная сила передаваемая цепью ,Н :Ft=2.15·103H

Kg-коэффициент учитывающий характер нагрузки ,Кg=1

Fo-предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от её силы тяжести ),H

Fo=Kf·q·a·g,где

Kf-коэффициент провисания Kf=1

q-масса 1м цепи кг/м,q=1.9кг/м

a-межосевое расстояние ,м а=0,762м

g=9.81 м/с2

Fo=1·1.9·0.762·9.81=14.2

Fv-натяжение цепи от центробежных сил Fv=q·V2

Fv=1.9·1.282=3.1H

Тогда

6.16 Определим силу давления цепи на вал Fоп, Н

Fоп=Kb·Ft+2·Fo=1.15·1.15·103+2·14.2=2500.9H

7. Нагрузки валов редуктора

7.1 Определение сил в зацепление закрытых передач

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический редуктор

параметр	шестерня	колесо
Ft	2094,5
Fr	3049,6
Fa	541,7
Fm	Fоп	350	1529
T,H·m	49,26	149,76
щ,c-1	57,78	18,34

8. Разработка чертежа общего вида редуктора

8.1 Выбор материала валов

Принимаем термически обработанную, легированную сталь 40Х для быстроходного и тихоходного вала.

8.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение:

быстроходный вал:

тихоходный вал:

8.3 Предварительный выбор подшипников

Быстроходный вал:

Подшипник шариковый радиальный однорядный 207 по ГОСТ 8338-75

Тихоходный вал:

Подшипник шариковый радиальный однорядный 208 по ГОСТ 8338-75

9. Расчетная схема валов редуктора

9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и определение реакций в подшипниках

Расчет производиться по быстроходному валу:

9.1.1 Вертикальная плоскость

а)Определение реакций опор:

:

:

Проверка: :

б) Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

,

, ,

9.1.2 Горизонтальная плоскость

а) Определение реакций опор:

б)строим эпюру изгибающих моментов относительно оси у в характерных сечениях 1…3,Н?м:

:

9.1.3 Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

Mk=Mz==31,4Н?м

9.1.4 Суммарные радиальные реакции

9.1.5 Суммарный максимальный изгибающий момент

;

9.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и определение реакций в подшипниках(тихоходный вал)

9.2.1 Вертикальная плоскость

а) Определение реакций опор:

:

:

Проверка: :

б)Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

,

, ,

9.2.2 Горизонтальная плоскость

а) Определение реакций опор:

;

;

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси у в характерных сечениях 1…3,Н?м:

:

9.2.3 Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

Mk=Mz=Н?м

9.2.4 Суммарные радиальные реакции:

9.2.5 Суммарный максимальный изгибающий момент

;

10. Проверочный расчет подшипников

10.1 Пригодность определяется из условий

и

где

- требуемая долговечность подшипников, ч

Данную величину принимаем исходя из значения ресурса работы всей установки:

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника, Н

Данную величину принимаем исходя из максимальных сил действующих на подшипники А и В и предварительного выбора подшипника:

Максимальная нагрузка действует на подшипник В и его

- расчетная грузоподъемность, Н

- базовая долговечность, ч

Причем - эквивалентная динамическая нагрузка, Н

- показатель степени для шариковых подшипниках

- коэффициент надежности

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации

- частота вращения внутреннего кольца подшипника

10.2 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Расчет произведем для подшипника В с наибольшей радиальной силой

Осевая сила данного подшипника:

а) определим соотношение :

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника)

б) по соотношению определим e:

e = 0,24- коэффициент влияния осевого нагружения

в) Так как , то:

где

- коэффициент радиальной нагрузки

- коэффициент осевой нагрузки

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

г)

Соответственно на 8%

Соответственно на 80%

Условие проверки подшипников выполняется.

11. Разработка чертежа общего вида

11.1 Определим зазор x от вращающихся поверхностей колеса до внутренней поверхности стенок корпуса:

11.2 Для передачи вращающего момента применяется шпоночное соединение с натягом

Принимаем посадку h7/r6.

11.3 Крышки подшипниковых узлов

-под монтажное уплотнение:

допускаемое отклонение H12 определяется по соответствующему диаметру вала.

Допускаемое отклонение D по h8.

Глухая крышка ставится через компрессорное кольцо.

11.4 Построение рамы

Раму привода роликого конвейера конструируем из швейлеров,т.к. мощность двигателя невелика и составляет 4кВт.Используя швейлеры,мы экономим материал. Приводной ролик мы ставим на швеллер N8.Прикрепляем подшипники скольжения болтами к полкам швеллера N22.В выборе этого швеллера ссылаемся на размер полки b=82,которая необходима для закрепления всей конструкции к бетонному полу.

Редуктор так же ставим на швеллеры N8 и прикручиваем болтами M16.швейлеры приворачиваем к раме. Далее конструируем стойку под редуктор из швеллера N12 и также прикручиваем фундаментными болтами к полу.

11.4 Смазывание механизма

Зубчатые зацепления смазывают в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижение шума и вибраций.

Смазывание осуществляется картерным способом. Устанавливаем трубчатый маслоуказатель. Подшипники смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесом.

Для снижения давления в связи с нагревом масла и воздуха ставим штампованную крышку люка редуктора с отдушиной и фильтром.

Тип масла: И-Г-А-68

Количество: (0,4…0,8)л на 1кВт передаваемой мощности.

Уровень масла должен закрывать зубчатый венец колеса.

Список литературы:

1. Шейнблит А.Е “Курсовое проектирование деталей машин”.изд. Высш.школа, 91г.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. ”Конструирование узлов и деталей машин” изд. М, 1985

3. Чернин И.М. ”Расчеты деталей машин” изд. Высшая школа, 1974г.

4. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию ”Оформление чертежей и пояснительных записок”.

Размещено на Allbest.ru

...