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 Lr, 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 = ηпер = 0,95;
η2 = ηред = ηпер· ηподш2 = 0,98·0,982 = 0,96;
η3 = ηсоед.муфт = 0,98;
η4 = ηподш.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:
Uред = 2,5,
Uпер = .
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 = Тдв
Н·мм.
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.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:
d1 = 57 мм, da1 = 59 мм, b1 = 45 мм.
Колесо кованое: d2 = 143мм, da2 = 145,5мм, b2 = 40мм.
Диаметр ступицы: dст = 1,6 dk2 = 1,6 · 45 = 72 мм,
Длина ступицы: lст = (1,2 ÷ 1,5)dк2 = 63 мм,
Толщина обода: мм,
Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3 · 40 = 12 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
мм, принимаем мм.
мм, принимаем мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
мм;
мм.
Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
мм, принимаем р = 15 мм.
Диаметр болтов:
Фундаментальных - - принимаем болты с резьбой М16;
Крепящих крышку к корпусу у подшипников - - принимаем болты с резьбой М8;
Соединяющих крышку с корпусом - - принимаем болты с резьбой М10.
Расчет цепной передачи
Т3 = Т2 = 166,1·103 Нм
Uц = 3,8
- ведущая звездочка.
- ведомая звездочка.
Принимаем
Z3 = 23, Z4 = 89.
Тогда фактическое
Uц =
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 Ftц = 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:
dст = 1,6·25 = 40 мм,
lст = 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.
da1 = 59,4 мм, σВ = 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 < ТБ < 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 Lr, лет – 5.
Дата: 2019-07-24, просмотров: 215.