Кафедра прикладной механики и деталей машин

Кафедра прикладной механики и деталей машин

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

"Привод люлечного элеватора"

Исходные данные

 

Тяговая сила цепи F, кН – 2,8

Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2

Шаг тяговой цепи р, мм – 80

Число зубьев звездочки – 9

Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % - 6

Срок службы привода L_r, лет – 5.

 

Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

 

Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):

 

Вт.

 

Определим общий КПД привода:

 

η = η₁· η₂· η₃· η₄,

η₁ = η_пер = 0,95;

η₂ = η_ред = η_пер· η_подш² = 0,98·0,98² = 0,96;

η₃ = η_{соед.муфт} = 0,98;

η₄ = η_{подш.опор} = 0,99² = 0,98;

η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.

 

Требуемая мощность электродвигателя:

 

Вт.

 

Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:

 

рад/с;

мм.

 

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):

об/мин.

 

Общее передаточное число привода:

 

 

Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):

 

 об/мин.

 

Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.

Номинальная частота вращения:  об/мин.

 

 рад/с.

 

Определяем фактическое передаточное число привода:

 

.

Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:

 

U_ред = 2,5,

U_пер = .

Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора

Вал А	n1 = nдв = 949 об/мин	рад/с
Вал В	об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с

 

Определим вращающие моменты на валах привода:

 

 Н·мм;

Т₁ = Т_дв

 Н·мм.

 

Расчет зубчатых колес редуктора

Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.

НВ_ср = 0,5(НВ₁ + НВ₂)

 

НВ_ср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,

НВ_ср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.

 

Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:

 

 МПа;

 

Шестерни:

582 МПа;

 

Допускаемое контактное напряжение:

 

 МПа.

 

Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:

 

мм.

 

Определяем нормальный модуль зацепления:

мм,

мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10⁰ и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:

 

, тогда

.

 

Уточненное значение угла наклона зубьев:

 

,

 

β = 9⁰.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

 

мм;

мм.

 

Проверка:

 

мм.

 

Диаметры вершин зубьев:

 

мм,

мм.

 

Ширина колеса:

мм,

 

Ширина шестерни:

мм.

 

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

.

Диаметры впадин:

 

мм,

мм.

 

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

 

м/с – 9 степень точности.

 

Коэффициент нагрузки:

 

.

 

Проверка контактных напряжений:

 

 МПа.

 МПа < ,

 

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

 

 Н.

 

Радиальная сила:

 Н.

 

Осевая сила:

 

 Н.

 

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

 

, , .

 

У шестерни

 

,

 

У колеса

 

,

 

Определим допускаемое напряжение:

 

= МПа,

, ,

.

 

Находим отношение для колеса:

 

 <

 

Предварительный расчет валов редуктора. Выбор подшипников

 

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца

мм,

мм.

 

Для ведущего вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 306 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С₀ = 14,6 кН.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала

 мм,

 мм.

 

Для ведомого вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 308 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 40 мм;

D = 90 мм;

В = 23 мм;

r = 2,5 мм;

С = 41 кН;

С₀ = 22,4 кН.

Расчет цепной передачи

 

Т₃ = Т₂ = 166,1·10³ Нм

 

Uц = 3,8

 

 - ведущая звездочка.

 - ведомая звездочка.

 

Принимаем

 

Z₃ = 23, Z₄ = 89.

 

Тогда фактическое

 

U_ц =

Расчетный коэффициент нагрузки:

 

,

 

n₃ = 99,89 об/мин, Р = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи:

 

 мм.

.

м/с.

 

Окружная сила:

 

Н.

 

Проверяем давление в шарнире:

 

МПа.

МПа.

 

Определим число звеньев цепи:

 

.

Определим диаметры делительных окружностей звездочек:

 

мм,

мм.

 

Определим диаметры наружных окружностей звездочек:

 

мм,

мм.

 

Силы, действующие на цепь:

Окружная F_tц = 2344 Н,

От центробежных сил

 

Н,

 

От провисания

 

Н.

 

Расчетная нагрузка на валы:

 

Н.

 

Проверим коэффициент запаса прочности цепи:

.

 

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса =7,5. Условие S> выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки - мм,

мм.

Толщина диска звездочки - мм.

Размеры ведомой звездочки:

d_ст = 1,6·25 = 40 мм,

l_ст = 38 мм.

 

Уточненный расчет валов

 

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями . Прочность соблюдена при .

Будем проводить 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. Ст45, термическая обработка – улучшение.

d_a1 = 59,4 мм, σ_В = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

 

МПа.

 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

 

МПа.

 

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:

,

 

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

 

.

 

При d = 25мм, b = 8мм, t₁ = 4 мм:

 

принимаем .

 

ГОСТ 16168–78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25·10³ < Т_Б < 250·10³ Нм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфт l = 50мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получили изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки Нмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

 

получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными, и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, т.к. посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал:

Материал вала – Ст45 нормализованная, МПа.

Пределы выносливости МПа и МПа.

Сечение А-А:

Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

 

 

Крутящий момент Т₂ = 166,1·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

 

Н·мм.

 

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

 

Н·мм.

 

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

 

Н·мм.

 

Момент сопротивления кручению (d = 45мм, b = 14мм, t₁ = 5,5мм):

 

 

Момент сопротивления изгибу:

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

 

Среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

 

 

Сечение К-К:

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

 

 

Принимаем

Изгибающий момент: Нмм.

Осевой момент сопротивления:

мм³.

 

Амплитуда нормальных напряжений:

 

МПа,

 

Полярный момент сопротивления:

 

мм².

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 

МПа.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:

 

Сечение Л-Л:

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 40 мм к 35 мм при

 

 

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения:

 

мм³.

 

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Полярный момент сопротивления:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 

МПа.

 

Коэффициент запаса прочности:

 

.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:

 

 

Сечение Б-Б:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

 

 

Изгибающий момент (положение X₁ = 50мм):

 

Нмм.

 

Момент сопротивления сечения нетто при b = 10мм, t₁ = 5 мм:

мм³.

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

 

МПа.

 

Момент сопротивления кручению сечения нетто:

 

мм³.

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 

 МПа.

 

Коэффициент запаса прочности:

 

,

.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

 

Выбор сорта масла

 

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм³.

При контактных напряжениях и скорости V = 1,2 м/с выбираем масло индустриальное И 30 А по ГОСТ 20799–75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Список литературы

1. "Курсовое проектирование деталей машин" – Чернавский С.А. – М.: Машиностроение,1988.

2. "Руководство по курсовому проектированию деталей машин" – Блинов В.С – Магнитогорск, МГТУ, 2003.

Кафедра прикладной механики и деталей машин

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

"Привод люлечного элеватора"

Исходные данные

 

Тяговая сила цепи F, кН – 2,8

Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2

Шаг тяговой цепи р, мм – 80

Число зубьев звездочки – 9

Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % - 6

Срок службы привода L_r, лет – 5.