привод рабочей машины

Пояснительная записка и расчеты

к курсовому проекту

по дисциплине „Детали машин и механизмов”

прм–6900.04.400.000.000 пз

2008

Содержание

1 Кинематический и энергетический расчет привода

2 Расчет передач

2.1 Расчет клиноременной передачи

2.2 Расчет червячной передачи

2.3 Расчет цепной 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

4.2 Проверочный расчет валов

5 Расчет шпоночных соединений.

6 Выбор подшипников.

7 Описание системы смазки.

8 Литература

Исходные данные

Тяговое усилие на барабане F_t = 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:

кВт.

Частота вращения барабана:

,

мин^–1.

Приближенное передаточное отношение привода:

u^/= u_р ×u_цеп × u_рем,

где u_p – передаточное отношение редуктора, принимаем u_p = 20,

u_цеп – передаточное отношение цепной передачи, u_цеп = 2,

u_рем – передаточное отношение клиноременной передачи, u_рем = 2.

.

Предварительная частота вращения двигателя:

,

мин^–1.

По таблице выбираем двигатель серии А4 тип А4 100S2У3/1435, мощность P = 4,0 кВт, частота вращения 2880 мин^–1.

Действительное передаточное отношение:

,

.

Действительное передаточное отношение цепной передачи при u_p=20 и u_pem=2:

,

.

Мощности на валах:

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

Частота вращения валов:

мин^–1,

мин^–1,

мин^–1,

мин^–1.

Крутящий момент на валу электродвигателя:

,

где w _д –угловая скорость двигателя:

,

с^–1,

Н×м.

Крутящие моменты на валах:

Н×м,

Н×м,

Н×м,

Н×м.

Вал	P, кВт	n, мин–1	T,кН·м	u	h
I	3,8	2880	12,6	2 20 3,7	0,96 0,8 0,95
II	3,65	1440	24,2
III	2,9	72	387,3
IV	2,8	19,1	1391,36

2. Расчет передач

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 кВт.

Диаметр большего шкива:

мм.

Принимаем значение межосевого расстояния при u = 2:

мм.

Длина ремня:

мм.

По стандарту принимаем мм.

Уточненное межосевое расстояние:

мм

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 – коэффициент угла обхвата,

– коэффициент длины ремня,

– коэффициент передаточного отношения,

– коэффициент режима нагрузки (односменная, постоянная)

Н.

Число ремней:

,

где – коэффициент числа ремней,

.

Принимаем 3 ремня.

Предварительное натяжение одного ремня:

,

где окружная скорость ремня:

м/с

дополнительное натяжение при периодическом подтягивании ремня , так как v < 20 м/с (автоматическое натяжение).

Н

Сила, действующая на вал:

,

где b – угол между ветвями ремня:

Н.

Ресурс наработки ремней:

,

где K₁ =1 – коэффициент режима нагрузки (умеренные колебания),

K₂ =1 – коэффициент климатических условий (центральные зоны)

T_cp = 20000 ч – ресурс наработки при среднем режиме нагрузки

часов.

2.2 Расчет червячной передачи

Исходные данные:

Мощность на входном валу P₁ = P_II= 3,65 кВт,

частота вращения входного вала n₁ = n_II= 1440 мин ^–1,

передаточное отношение u = 20.

Число заходов червяка при u = 20 z₁ = 2

Число зубьев колеса:

Приближенная скорость скольжения

м/с.

Выбор материалов:

материал червяка – сталь 40Х, закалка до 54HRC, витки шлифованные и полированные,

материал колеса – бронза БрАЖ9, s_T = 200 МПа, s_B = 400 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

.

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

,

МПа.

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).

МПа.

Межосевое расстояние:

,

мм.

По стандарту принимаем a_w = 146 мм.

Модуль передачи:

,

мм.

По стандарту принимаем m = 6,3 мм.

Коэффициент смещения:

,

.

Условие не соблюдается, изменим число зубьев колеса z₂ = 39. При этом действительное передаточное отношение , а коэффициент смещения

.

Делительные диаметры:

червяка

,

мм,

червячного колеса

,

мм.

Угол подъема винтовой линии:

,

.

Окружная скорость червяка:

,

м/с.

Скорость скольжения:

,

м/с.

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 = 1,2 (приV_s > 3 м/с)

Коэффициент концентрации нагрузки = 1 .

Коэффициент расчетной нагрузки:

,

.

Контактные напряжения:

,

МПа.

Так как s_H = 178,5 МПа < [s_H] = 182 МПа, следовательно контактная прочность достаточна.

Окружная сила на колесе:

,

Н.

Осевая сила на колесе

,

Н.

Радиальная сила

Нормальный модуль:

,

мм.

Ширина колеса при z₁ = 2:

,

мм.

Число зубьев эквивалентного колеса:

,

.

Коэффициент формы зуба Y_F =1,5.

Напряжения изгиба:

,

МПа.

Так как s_F = 17,1 МПа < [s_F] = 82 МПа, следовательно изгибная прочность достаточна.

Диаметр вершин червяка:

,

мм.

Диаметр впадин червяка:

,

мм.

Длина нарезанной части червяка при X = 0,4:

,

мм.

Для шлифованного червяка при m = 6,3мм < 10 мм увеличиваем b₁ на 25 мм.

b₁= 90 ммм.

Диаметр вершин колеса:

,

мм.

Диаметр впадин колеса:

,

мм.

Наружный диаметр колеса при z₁ = 2:

,

= 260 мм.

Степень точности 8 (среднескоростная передача).

2.3 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

мощность на входном валу P₁ = P_III= 2,9 кВт,

частота вращения входного вала n₁ = n_III= 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 K_э – коэффициент эксплуатации:

,

где K_д » 1– коэффициент динамической нагрузки(нагрузка близкая к равномерной),

K_а = 1 – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи,

K_н = 1– коэффициент наклона цепи к горизонту (до 60⁰),

K_рег =1 – коэффициент способа регулировки натяжения цепи (одной из звездочек),

K_с =1,3 – коэффициент смазки и загрязнения передачи (запыленное помещение),

K_реж =1 – коэффициент режима или продолжительности работы в течение суток (односменный).

.

K_z – коэффициент числа зубьев,

,

,

K_n – коэффициент частоты вращения,

,

.

кВт.

По ГОСТ 13568–75^* для принятых мин^-1 и кВт назначаем роликовую однорядную цепь ПР–25,4–56700 с шагом мм.

При этом мм, мм (по рекомендациям [1], стр.284).

Скорость цепи:

,

м/с.

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:

,

мм,

мм,

Окружная сила:

,

Н

Натяжение от центробежных сил:

,

где q – масса единицы длины цепи по каталогу, q=1,9 кг/м.

Н

Сила предварительного натяжения от массы цепи:

,

где K_f – коэффициент провисания, при горизонтальном положении K_f = 6,

a – длина свободной ветки цепи, приближенно равная межосевому расстоянию.

Н.

Обе силы F_v и F₀ малы по сравнению с F_t, что оправдывает принятые ранее допущения.

Критическая частота вращения:

,

где F₁ – натяжение ведущей ветви, F₁ » F_еt .

мин^–1<мин ^–1.

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 d_ст = 1,6d_в = 64 мм,

длина ступицы колеса мм,

ширина торцов центра колеса мм, мм,

толщина диска мм,

ширина торцов зубчатого венца мм,

размер фаски мм.

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:

мм.

В соответствии со стандартом принимаем мм.

Диаметр вала под уплотнения мм.

Расстояние между подшипниками червяка: мм.

Применяем конструкцию с двумя радиально-упорными подшипниками, установленными по разные стороны червяка. мм.

Диаметр мм.

Вал III (вал червячного колеса).

Средний диаметр вала червячного колеса:

мм.

В соответствии со стандартом принимаем мм.

Диаметр вала под уплотнения мм.

Диаметр вала в месте установки подшипника мм.

Диаметр вала в месте посадки колеса мм.

Диаметр упора для колеса мм.

После определения конструкции валов, червячного колеса и корпуса выполняем компоновочный чертеж редуктора. По результатам компоновочного чертежа выполняем проверочный расчет валов.

4.2 Проверочный расчет валов

Исходные данные:

Силы в зацеплении:

на колесе окружная Н,

осевая Н,

радиальная Н,

Нагрузка от цепной передачи Н.

Моменты на валах Н.

Вал III (вал колеса).

Вертикальная плоскость:

Под действием осевой силы возникает изгибающий момент

Нм.

Реакции в опорах:

Н

Н

Горизонтальная плоскость:

Н

Н

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 МПа.

Нормальные напряжения:

МПа

МПа.

Касательные напряжения :

МПа,

МПа,

Эквивалентные напряжения:

МПа= 520 МПа.

Статическая прочность сечения I-I достаточна.

МПа= 520 МПа.

Статическая прочность сечения II-II достаточна

Расчет на сопротивление усталости .

Запас сопротивления усталости:

,

– запас сопротивления усталости по изгибу,

– запас сопротивления усталости по кручению,

где МПа – предел выносливости при изгибе,

МПа – предел выносливости при кручении,

– амплитуда циклов напряжений при изгибе (переменная составляющая цикла), , МПа, МПа

– среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла), =0,

– амплитуда циклов напряжений при кручении (переменная составляющая цикла), , 5,8 МПа, 7,8 МПа,

– среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла), , 5,8 МПа, 7,8 МПа,

, – коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости,

– коэффициент концентрации напряжений при изгибе, =1,7, =1,8,

– коэффициент концентрации напряжений при кручении, =1,4, =1,35

– масштабный фактор,= 0,72, = 0,75,

– фактор шероховатости поверхности, для шлифованного вала = 1.

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. [s_см]=110 МПа. Длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:

мм.

Принимаем длину шпонки 28 мм.

Шпоночное соединение шкива ременной передачи с ведущим валом.

Диаметр вала d = 30 мм.

Выбираем призматическую шпонку 8 Х 7. [s_см]=110 МПа. Длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:

мм.

Принимаем длину шпонки 12 мм.

Шпоночное соединение звездочки цепной передачи с ведомым валом.

Диаметр вала d = 45 мм.

Выбираем призматическую шпонку 14 Х 9. [s_см]=110 МПа. Длину шпонки определяем из условия прочности на смятие:

мм.

Принимаем длину шпонки 36 мм.

6. Выбор подшипников

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

Н.

На опоре В

Н

.

Суммарная осевая составляющая:

Н

Н

< e, следовательно X =1, Y= 0.

> e, следовательно X =0,4, Y= 5,72.

Коэффициент безопасности K_б=1 (спокойная нагрузка).

Температурный коэффициент K_т=1 (температура до 100⁰).

Эквивалентная нагрузка:

Н.

Н

Выполняем расчет для опоры В как более нагруженной. (постоянный режим нагружения).

Эквивалентная долговечность:

,

где L_h – суммарное время работы подшипника.

часов.

Ресурс подшипника:

,

где n = 72 мин^–1 – частота вращения.

млн. об.

Динамическая грузоподъемность:

,

где a₁ = 1 – коэффициент надежности,

a₂ = 1 – коэффициент совместного влияния качества материала и условий эксплуатации.

кН

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.

Н < C₀.

Условие проверки по статической грузоподъемности выполняется

7. Описание системы смазки

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.

8. Литература

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.

8. Методические рекомендации по изучению дисциплины «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1996.