Проектирование привода элеватора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Магнитогорский государственный технический университет

им. Г.И. Носова»

Кафедра «Прикладная механика и графика»

Курсовой проект

Расчетно-пояснительная записка

по дисциплине: «Детали машин»

на тему: «Проектирование привода элеватора»

Исполнитель: студентка третьего курса, группа КТ-09

Руководитель преподаватель кафедры ПМиГ

Магнитогорск 2012

Содержание

• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Кинематические расчеты
• 1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора
• 2. Расчеты зубчатых колес редуктора
• 2.1 Выбор материала
• 2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес.
• 3. Эскизное проектирование редуктора
• 3.1 Предварительный расчет валов редуктора
• 3.2 Выбор подшипников
• 3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес
• 3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора
• 4.Расчет цепной передачи.
• 5. Проверка долговечности подшипников
• 6. Проверка прочности шпоночных соединений.
• 7. Уточненный расчет валов
• 8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• Литература
• Задание на проектирование
• Рисунок 1. Привод элеватора.

1 - электродвигатель; 2 - муфта упругая; 3 - редуктор; 4 - цепная передача; 5 - барабан; 7 - останов.

Исходные данные	Вариант № 1.3
Тяговая сила цепи Ft, кН	3,8
Скорость грузовой цепи V, м/с	1,3
Диаметр барабана D, мм	400
Срок службы привода LГ, лет	5

1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность привода (мощность на валу барабана):

Вт.

Общий КПД привода:

,

где - КПД муфты,

- КПД редуктора,

- КПД цилиндрической передачи,

- КПД цепной передачи,

- КПД опоры вала барабана;

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения приводного вала (число оборотов вала барабана):

Угловая скорость барабана:

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

.

По полученным данным выбираем электродвигатель из табл. П1 [1].

Электродвигатель 4А132M6У3

Мощность Pэ = 7,5 кВт;

Асинхронная частота вращения nэ = 968 об/мин.

1.2 Кинематический расчет

Определяем общее передаточное число привода:

;

Фактическое передаточное число редуктора:

;

По таблице 1.3. [4]

По ГОСТ 2185-66: , .

Частота вращения и угловая скорость ведущего (быстроходного) вала:

;

.

Частота вращения и угловая скорость ведомого (тихоходного) вала:

;

.

1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора

Вращающий момент на приводном валу редуктора:

;

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

.

Результаты кинематических расчетов редуктора:

Вал	Вращающий момент, Т ()	Угловая скорость, ()	Частота вращения, n ()
Быстроходный	259	101,3	968
Тихоходный	760	20,26	193,6

2. Расчеты зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала

Для уменьшения габаритов редуктора используем стали с повышенными механическими характеристиками. По табл. 3.3 [1] применяем для шестерни сталь 40Х, улучшение, твердость HB 269…302; для колеса сталь 40Х, улучшенную с твердостью НВ 235…262.

Допускаемые контактные напряжения:

,

где - предел контактной прочности (МПа),

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса,

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости,

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости,

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с повышенным упрочнением,

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала;

;

;

;

,

где - число циклов,

- ресурс передачи в числах циклов;

;

;

где , , , ;

;

, следовательно, (). Допускаемое напряжение с течением времени не изменяется.

Вычислим :

;

.

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где - предел выносливости (МПа),

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса,

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости,

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса),

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес.

где KHL=2,6 (улучшение);

Sn=1,2.

.

расчёт колёс произведён верно, запас прочности есть.

2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес

Шестерня 270 HB;

Колесо 250 HB;

, , .

Вычисляем значение межосевого расстояния , мм:

,

где (для симметричных колес),

(для косозубых колес),

,

округляем до стандартных значений по ГОСТ 2185-66

Определяем номинальный модуль зацепления:

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m=2,5.

Примем предварительно угол наклона зубьев в=10° и определим числа зубьев шестерни:

.

Принимаем z1=26, тогда z2=z1·uред=26·5=130.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

,

.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

Проверка:

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Ширина колеса: ;

Ширина шестерни: .

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес:

.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ую степень точности.

Окружная сила:

;

Радиальная сила:

;

Осевая сила:

;

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

,

, условие выполняется.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба колеса:

,

где (при ) - коэффициент, учитывающий форму зуба;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент внутренней динамической нагрузки для колеса;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений;

;

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

,

условие прочности выполнено.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба шестерни:

,

где (при ),

,

условие прочности выполнено.

3. Эскизное проектирование редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала, мм:

, принимаем из стандартного ряда .

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75, с расточками полумуфт под и .

Примем под подшипниками .

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала:

, принимаем .

Диаметр вала под подшипниками:

;

Диаметр вала под колесом:

.

3.2 Выбор подшипников

Для ведущего (быстроходного) вала диаметром , используем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии:

309 ГОСТ 8338-75

N	d	D	B	r	Грузоподъемность, кН
					Динамическая С	Статическая Со
309	45	100	25	2,5	52,7	30,0

Для ведомого (тихоходного) вала диаметром используем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии:

313 ГОСТ 8338-75

N	d	D	r	B	Грузоподъемность, кН
					Динамическая С	Статическая Со
313	65	140	3,5	33	92,3	56,0

электродвигатель вал редуктор колесо

3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

; ; .

Колесо кованное:

; ; .

Диаметр ступицы:

;

Длина ступицы:

, принимаем .

Толщина обода:

, принимаем .

Толщина диска:

.

3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора

Корпус редуктора изготавливается методом литья, для чего широко используют чугун (например, марки СЧ15).

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

, принимаем ,

, принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки редуктора.

Верхнего пояса корпуса: ;

Верхнего пояса крышки: ;

Нижнего пояса корпуса: , принимаем .

Диаметры болтов

Фундаментальных: , принимаем болты с резьбой М20.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников: , принимаем болты с резьбой М16.

Соединяющих крышку с корпусом: , принимаем болты с резьбой М12.

4. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке:

.

Передаточное число было принято ранее

Число зубьев ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

Тогда фактическое

Отклонения нет.

Расчетный коэффициент нагрузки:

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

- учитывает влияние межосевого расстояния;

- учитывает влияние угла наклона линии центров;

- учитывает способ регулирования натяжения цепи;

- учитывает непрерывность смазки;

- учитывает продолжительность работы в сутки.

Среднее значение допускаемого давления при n=200 об/мин [р] = 23 МПа. Шаг однорядной цепи (m = 1)

мм.

Подбираем цепь ПР-31,75-88,5 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=31,75мм; разрушающую нагрузку Q=88,5 кН; массу q=3,8 кг/м; Аоп=262 мм2.

Скорость цепи:

.

Окружная сила:

.

Проверяем давление в шарнире:

.

Уточняем допускаемое давление , условие выполняется.

Определяем число звеньев цепи:

где ;

;

.

Тогда , округляем до четного числа .

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% , т.е. на 1573*0,004?6 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

,

где d1=19,05 - диаметр ролика цепи;

.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

Силы, действующие на цепь:

Окружная сила - определена выше;

От центробежных сил

От провисания

Расчетная нагрузка на валы:

.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса , следовательно, условие выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки

;

; принимаем ;

Толщина диска звездочки

,

где - расстояние между пластинками внутреннего звена.

5. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:



Рисунок 2. Эпюры моментов ведущего вала.

Реакции опор

Плоскость YZ:

;;

;

; ;

Проверка: ;.

Плоскость XZ:

; ;

;

; ;

;

Проверка:

; .

Суммарные реакции:

;

Эквивалентная нагрузка:

;

где - вращение внутреннего кольца подшипника,

- для редукторов всех типов,

- температурный коэффициент,

, .

Рассчитываем правый подшипник:

;

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

Рассчитаем левый подшипник:

Эквивалентная нагрузка:

;

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч - отвечает ГОСТ 16162 - 85. Найденная долговечность приемлема.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть меньше 10000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников).

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов имеем:



Рисунок 4. Эпюры моментов ведомого вала.

Реакции опор:

;

В плоскости XZ:

; ;

;

; ;

;

Проверка: ; .

В плоскости YZ:

; ;

;

; ;

;

Проверка: ;

.

Суммарные реакции:

;

;

Эквивалентная нагрузка:

;

где - вращение внутреннего кольца подшипника,

- для редукторов всех типов,

- температурный коэффициент,

, .

Рассчитываем левый подшипник:

;

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

Рассчитаем правый подшипник:

Эквивалентная нагрузка:

;

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч - отвечает ГОСТ 16162 - 85. Найденная долговечность не приемлема.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами (ГОСТ 23360 - 78). Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условия прочности:

;

;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице:

;

.

Проверка прочности шпонки на ведущем валу:

проверяем шпонку под муфтой:

,

,

где ;

;

;

- длина шпонки;

- момент на валу

;

;

Проверка прочности шпонок на ведомом валу.

Проверяем шпонку под колесом:

,

,

где ;

;

;

- длина шпонки (при длине ступицы колеса 90 мм);

-момент на промежуточном валу

;

;

Проверяем шпонку выходного конца вала:

,

,

где ;

;

;

- длина шпонки (при длине выходного конца вала 85 мм);

-момент на тихоходном валу

;

;

Условие и выполнено для всех шпонок.

7. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n, опасных сечений и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением [n]. Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 40Х, термообработка-улучшение.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

.

Достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса прочности, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерни.

В этом сечении действует максимальные изгибающие моменты МУ, МХ и крутящий момент ТZ = TБ.

Сечение А - А.

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

Амплитуда и средние напряжение цикла касательных напряжений:

;

Момент сопротивления сечения (при d=42мм; b=12мм; t1=5мм):

.

;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где ,

,

,

;

Полярный момент сопротивления:

;

Результирующий коэффициент запаса прочности:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее ; (достаточно)

Ведомый вал

Материал вала тот же что и для шестерни, т.е. сталь 40ХН, термообработка-улучшение.

Среднее значение: .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А .

;

;

Суммарный изгибающий момент А-А:

;

Момент сопротивления кручению:

;

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательного напряжения:

;

Амплитуда нормального напряжения изгиба:

;

;

Коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению:

,

где

;

Коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

,

где ;

;

;

Общий коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

- условие выполнено.

8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение конического колеса на всю ширину венца b =19мм.

Объем масляной ванны (из расчета 0,5 на 1 кВт передаваемой мощности):

,

где 7,5 - передаваемая мощность от электродвигателя (в кВт).

Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости:

и

Выбираем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799 - 75*).

Уровень масла контролируют жезловым маслоуказателем (контроль за верхним уровнем масла) при остановке редуктора.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1980. - 416 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов/ А.Е. Шейнблит - М.: Высшая школа, 1991. - 213 с.

3. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т.8-е издание, переработанное и дополненное/ В.И. Анурьев - М.: Машиностроение, 2001.

4. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - 7-е изд., испр. - М.: Высш. шк., 2001. - 447 с.

5. Допуски и посадки: Справочник в 2 частях. 5-е издание, переработанное и дополненное/ В.Д. Мягков - Л.: Машиностроение, 1978.

Размещено на Allbest.ru

...