Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание на курсовой проект

Проектирование привода к элеватору

Схема:

Рисунок 1.Кинематическая схема привода

Ft - тяговое усилие,

V - скорость барабана,

Ft=F1- F2 ,

Исходные данные:

Ft=2,2 кН

V=1,2 м/с

D=800 мм

Задание выдал: Степанова Т. Ю.

Введение

электродвигатель передача промышленность

Привод элеватора - устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Проектируемый привод состоит из: электродвигателя, коническо-цилиндрического редуктора, цепного передаточного механизма, муфт.

Коническо-цилиндрический редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента.

Коническо-цилиндрический двухступенчатый редуктор - закрытый зубчатый механизм, соединяемый с электродвигателем через муфты.

В корпусе редуктора размещены зубчатые коническая передача и цилиндрическая передачи. Они неподвижно закреплены на валах. Валы опираются на установленные в корпус подшипники.

Зубчатые коническая и цилиндрическая передачи имеют следующие преимущества: большая долговечность и надёжность работы, простота изготовления, высокая нагрузочная способность, малые габариты, высокий к.п.д., постоянство передаточного отношения, возможность применения в широком диапазоне скоростей, мощностей, и передаточных отношений.

Данный привод используется в машинах химической и текстильной промышленности.

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение требуемой мощности рабочей машины

, [1]

где Ррм - требуемая мощность рабочей машины, кВт;

F - тяговое усилие, кН;

V - линейная скорость, м/с.

1.2 Определение общего коэффициента полезного действия (КПД) привода

з = зм · з3п.п · зц.п зкон.п · зцил.п ,

где зм - коэффициент полезного действия муфты;

зп.п - коэффициент полезного действия пары подшипников;

зц.п - коэффициент полезного действия цепной передачи;

зцил.п - коэффициент полезного действия цилиндрической передачи;

зкон.п - коэффициент полезного действия конической передачи;

з =0,99 · 0,993 · 0,92 · 0,96 · 0,96 = 0,83

1.3 Определение требуемой мощности двигателя

кВт

Выбираем из условия Рдв ? Ртреб мощность стандартного двигателя Рдв=4кВт.

?Р = % = 6,5%

Недогрузка двигателя не превышает 15%.

1.4 Определение синхронной и асинхронной частоты вращения вала двигателя

Определим синхронную частоту вращения

n дв = зз · Uц.п Uкон.п · Uцил.п ,

где nз - частота вращения входного вала исполнительного механизма;

Uц.п - передаточное число цепной передачи;

Uкон.п - передаточное число конической передачи;

Uцил.п - передаточное число цилиндрической передачи;

nдв=28,6об/мин

В этот диапазон входит синхронная частота вращения nc =1500 об/мин. По ГОСТ 19523-81 выбираем двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный серии 4А общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый - 4А100L493, S = 4,6%, Pдв = 4 кВт, nс= 1500 об/мин.

Асинхронная частота вращения вала двигателя

nдв = nс ( 1 - S/100 )

nдв = 1500( 1 - 4,6/100) =1431 об/мин

1.5 Определение действительного передаточного числа привода

Uприв=

Uприв=

Распределим передаточное число привода по передачам в него входящим.

Принимаем U3=3,5 для цепной передачи, тогда

Uред = ,

где U3 - передаточное число цепной передачи

Uред - передаточное число редуктора

Uред =

Принимаем U1=3, тогда

где U1 - передаточное число конической передачи

U2 = = 3 ,

1.6 Определение частоты вращения каждого вала привода

Частота вращения входного вала конического двухступенчатого редуктора (быстроходного)

n1=nдв =1431 об/мин

Частота вращения среднего вала цилиндрического двухступенчатого редуктора

n2=

n2=об/мин

Частота вращения выходного (тихоходного) вала коническо-цилиндрического редуктора

n3=

n3= об/мин

Частота вращения входного вала ленточного конвейера

n4 =

n4= об/мин

1.7 Определение крутящих моментов на каждом валу привода

Входной вал редуктора

Т1=9550

Р1=Рдв

Р1=4кВт

Т1=9550=26,16 Н·м

Средний вал редуктора

Т2=9550

Р2=Р1·зпп·зз.п

Р2=3,92·0,99·0,96=3,72кВт

Т2=9550·Н·м

Тихоходный вал редуктора

Т3=9550

Р3=Р2·зпп·зц.п

Р3=3,72·0,99·0,92=3,38кВт

Т3=9550·Н·м

2. Выбор стандартного редуктора

Выбираю двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор типа КЦ1-200-20-43 по ГОСТ 27142-86

Uред=20

Твых=630 Н·м

аw=200мм,

аw - межосевое расстояние выходной ступени,

вариант сборки - 43,

климатическое исполнение - У3.

Редуктор будет работать с перегрузкой 2,5%.

?Т=% = 2,5%

3. Расчет закрытой конической передачи

3.1 Выбор материала шестерни и колеса

Шестерня: Сталь 45 ГОСТ1050-80, твёрдость 235-262 НВ (твёрдость?350НВ),термообработка-улучшение,Dпред.=125мм.

[1]

Колесо: Сталь 45 ГОСТ1050-80, твёрдость 269-302НВ2 (твёрдость ?350НВ2), термообработка - улучшение, Sпред.=80мм.

3.1.1 Средняя твёрдость зубьев шестерни и колеса

НRСэ1 ср=(235+262)/2=248,5

По графику определяем НВ1 ср =457.

НВ2 ср=(269+302)/2=285,5

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса

3.2.1 Определение коэффициента долговечности

N2=573·щ2·Lh,

где N2 - наработка за весь срок службы для колеса,

щ2 - угловая скорость среднего вала,1/с,

Lh - срок службы привода, ч.

Принимаем Lh=15·103ч.

N2=573·18,43·15·103=158,4·106 циклов

N1=N2·Uз.п.,

N1=158,4·106·3=475,6·106 циклов

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости Nно1=69,9·106 циклов, Nно2=22,5·106 циклов.

Так как N1>Nно1 и N2>Nно2, то коэффициенты долговечности КHL1=1 и КHL2=1.

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[у] но1=2· НВ2+70,

[у] но1=2·200 +70=470 Н/мм2,

[у] но2=1,8· НВ2 ср+67,

[у] но2=1,8·285,5+67=580,9 Н/мм2,

[у] н1= КHL1·[у] но1,

[у] н1=1·470=470 Н/мм2,

[у] н2= КHL2·[у] но2,

[у] н2=1·580,9=580,9 Н/мм2.

Так как НВ1 ср- НВ2 ср=457-285,5=171,5>70 и НВ2 ср=285,5<350НВ, [у]н < 1,23[у]н2 ([у]н=637,9Н/мм2<1,23·580,9=714,5Н/мм2),то коническая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

[у]н =0,45·([у] н1+[у] н2),

[у]н =0,45·(470+580,9)=472,9 Н/мм2.

3.3 Определяем ориентировочно значение внешнего делительного диаметра колеса

de2=1800

где Кнв - коэффициент, учитываюший распределение нагрузки по ширине венца, для колес с круговыми зубьями Кнв=1,11,

U - передаточное число конической передачи,

de2=1800

принимаем de2=200 мм,

3.4 Определяем ширину зубчатого венца

При U=3,55 и de2=200 мм, b=30 мм,

3.5 Определяем число зубьев колес

z1=17cosд1· cos2? ,

д2 =arctg·U=74?16м,

д1=90-д2 =15?44,

?=35? ,

z1=17·0.9625·0.81923=9,

de1==56,3 мм,

z2= z1· U,

z2=18·3,55=64,

уточняем

U==3,56,

?U==0,2%

3.4 Определяем внешний окружной модуль

mte=,

mte==3,125 мм,

3.5 Определяем окружную скорость передачи

н =,

где р - частота вращения входного вала,

н ==3,65м/с,

принимаем 8-ую степень точности,

3.6 Проверяем расчетное контактное напряжение

ун = 73200,

где КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КНб=1,094,

КН? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КН?=1,11,

КНV - коэффициент динамической нагрузки, КНV=1,0,

ун = 73200=417 Н/мм2,

Недогрузка %=2,3%

3.7 Определяем допускаемое напряжение изгиба колеса и зубьев шестерни

уF2=YF2·Yв·,

уF1= уF2 ·YF1/ YF2,

где КFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КFб=1,

КFв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КFв=1,

КFV - коэффициент динамической нагрузки, КFV=1,

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса,

zV1=z1/(cos3в·cosд1),

zV2=z2/( cos3в·cosд2),

zV1 и zV2 - эквивалентное число зубьев шестерни и колеса,

zV1=9/cos335·cos74?16м =34,

zV2=64/cos235·cos15?44=429,

YF1 =3,6

YF2 =3,75

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба,

Yв=1- в?/140?,

Yв=1- 35?/140?=0,9.

уF2=3,75·0,9·=71,5 Н/мм2,

[у]F2=220,5 Н/мм2.

уF2<<[у]F2 - это допустимо, так как нагрузочная способность зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

уF1= 71,5 ·3,6/ 3,75=68,6 Н/мм2,

[у]F1=232,5 Н/мм2.

уF1<<[у]F1 - это допустимо, так как нагрузочная способность зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Таблица 3.Параметры конической передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешний делительный диаметр, de1, мм.	56,29	Угол наклона зубьев в	35
Модуль зацепления, m, мм.	2,18	Диаметр делительной окружности, мм: шестерни d1 колеса d2	48 170
Ширина зубчатого венца, мм: шестерни b1 колеса b2	30 33
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	22 85	Диаметр окружности вершин, мм: шестерни dа1 колеса dа2	62.3 200.44
Вид зубьев	косые
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения уН,Н/мм2	427	417	Недогрузка 2.3%
Напряжения изгиба, Н/мм2	уF1	232,5	68,6	Отклонение является допустимым
	уF2	220,5	71,5



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.Коническая передача

4. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

4.1 Выбор материала шестерни и колеса

Шестерня: Сталь 45 ГОСТ1050-80, твёрдость 269-302 НВ1(твёрдость?350НВ1), термообработка - улучшение и закалка токами высокой частоты, Dпред.=80мм. [1]

Колесо: Сталь 45 ГОСТ1050-80, твёрдость 235-262НВ2 (твёрдость ?350НВ2), термообработка - улучшение, Sпред.=80мм.

4.1.1 Средняя твёрдость зубьев шестерни и колеса

НВ1 ср=(269+302)/2=285,5,

НВ2 ср=(235+262)/2=248,5.

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса

4.2.1 Определение коэффициента долговечности

N2=573·щ3·Lh,

где N2 - наработка за весь срок службы для колеса,

щ3 - угловая скорость тихоходного вала,1/с,

Lh - срок службы привода, ч.

Принимаем Lh=15·103ч.

N2=573·4·15·103=34,3·106 циклов,

N1=N2·Uз.п.,

N1=34,3·106·4,6=157,7·106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости Nно1=25,5·106 циклов, Nно2=16,3·106 циклов.

Так как N1>Nно1 и N2>Nно2, то коэффициенты долговечности КHL1=1 и КHL2=1.

4.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[у] но1=2·НВ1 ср+70,

[у] но1=2·285,5 +70=550 Н/мм2,

[у] но2=2· НВ2 ср+70,

[у] но2=2·248,5+70=500 Н/мм2,

[у] н1= КHL1·[у] но1,

[у] н1=1·550=550 Н/мм2,

[у] н2= КHL2·[у] но2,

[у] н2=1·500=500 Н/мм2.

Так как НВ1 ср- НВ2 ср=285,5-248,5=37>50 и НВ1 ср=285,5<350НВ и НВ2ср=245,5<350НВ,[у]н<1,1[у]н2,то прямозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

[у]н =0,45·([у] н1+[у] н2),

[у]н =0,45·(550+500)=472,5 Н/мм2.

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

4.3.1 Определение коэффициента долговечности

N1=157,7·106 циклов,

N2=34,3·106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NFО=4·106 для обоих колёс.

Так как N1> NFО1 и N2> NFО2, то коэффициенты долговечности КFL1=1 и КFL2=1.

4.3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба, соответствующе числу перемены напряжений

[у] FО1=1,03· НВ1 ср,

[у] FО1=1,03·285,5=294,1 Н/мм2,

[у] FО2=1,03· НВ2 ср,

[у] FО2=1,03·248,5=256Н/мм2.

4.3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

[у] F1= КFL1·[у] FО1,

[у] F1=1·294,1=294,1Н/мм2,

[у] F2= КFL2·[у] FО2,

[у] F2=1·256=256Н/мм2.

Так как передача реверсивная, то [у] F уменьшаем на 25%.

[у] F1=294,1·0,75=221Н/мм2,

[у] F2=256·0,75=192Н/мм2.

Таблица 4. Механические характеристики материалов косозубой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред.	Термообработка	НВ1 ср	[у]н, Н/мм2	[у]F, Н/мм2
		Sпред.		НВ2 ср
Шестерня	45	80	У	285,5	550	221
Колесо	45	80	У+ТВЧ	248,5	500	192

4.4 Определение межосевого расстояния

аw ? Ка·(u+1)·,

где Ка - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ка=49,5,

Ша - коэффициент ширины венца колеса, принимаем Ша=0,31,

U - передаточное число передачи,

Т3 - вращающий момент на тихоходном валу,

КНв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимаем КНв=1,1.

аw ?49,5 (5+1)=152 мм.

Принимаем аw ст=160 мм.

4.5 Определение модуля зацепления

m?,

где Кm - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Кm=6,8,

d2 - делительный диаметр колеса,

d2=2·аw·u/(u+1),

d2=2·160·25/(25+1)=307,6 мм,

b2 - ширина венца колеса,

b2=ша· аw,

b2=0,31·160=49,6 мм,

m?= 2,16 мм,

Принимаем mст=2,5 мм.

4.6 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

z?=z1+z2=2·аw/m,

z?=2·160/2,5=128 мм.

4.7 Определение числа зубьев шестерни

z1= z?/1+u,

z1= 128/1+2,5=22.

4.8 Определение числа зубьев колеса

z2= z?- z1,

z2= 128- 22=106.

4.9 Определение фактического передаточного числа и его отклонения

Uф=,

Uф==4,82,

?U=,

?U==3,6%

Условие ?U < 4 % выполняется.

4.10 Определение фактического межосевого расстояния

аw= 0,5(z1+z2)m,

аw=0,5(106+22)2,5=160 мм.

Таблица 5. Определение основных геометрических параметров цилиндрической прямозубой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	d1=m·z1, d1=2,5·22=55 мм.	d2=m·z2, d2=2,5·106=265мм.
	Вершин зубьев	da1=d1+2·m, da1=55+2,5·2=60 мм.	da2=d2+2·m, da2=265+2·2,5=270 мм.
	Впадин зубьев	df1=d1-2.4·m, df1=55-2.4·2,5=49 мм.	df2=d2-2.4·m, df2=265-2.4·2,5=259 мм.
Ширина венца	b1=b2+3, b1=49,6+3=52,6 мм.	b2=шa·aw, b2=0.31·160=49,6 мм.

4.11 Проверка межосевого расстояния

aw=,

aw==143,5 мм.

4.12 Проверка пригодности заготовок колёс

Dзаг= da1+6,

где Dзаг - диаметр заготовки шестерни,

Dзаг= 60+6=66 мм.

Sзаг= b2+4,

где Sзаг - размер заготовки колеса,

Sзаг= 49,6+4=53,6 мм.

Dзаг ? Dпред., 66?125,

Sзаг ? Sпред., 53,6?125.

4.13 Проверка контактного напряжения

ун = К·,

где К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых

передач К=58,9,

Ft - окружная сила в зацеплении,

Ft=2·Т3·103/d2,

Ft=2·237,3·103/270=1757,7 Н,

Кнб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями, для прямозубых колёс Кнб=1,094,

V=щ3·d2/2·103,

V - окружная сила,

V=3,3·265/2·103=0,43 м/с,

Кнv - коэффициент динамической нагрузки, Кнv=1,05,

Кнв=1,11.

[у]н =58,9·=426 Н/мм2.

[у]н=426 Н/мм2.

ун ? [у]н

?[у]н==14,8%

Недогрузка не превышает 15%.

4.14 Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса

уF2=YF2·Yв·,

уF1= уF2 ·YF1/ YF2,

где КFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КFб=1,

КFв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КFв=1,23,

КFV - коэффициент динамической нагрузки, КFV=1,25,

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса,

YF1 =4,03,

YF2 =3,6 ,

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба, Yв=1

уF2=3,6·1·=72 Н/мм2,

[у]F2=251 Н/мм2.

уF2<<[у]F2 - это допустимо, так как нагрузочная способность зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

уF1= 72 ·4,03/ 3,6=80,8Н/мм2,

[у]F1=293 Н/мм2.

уF1<<[у]F1 - это допустимо, так как нагрузочная способность зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Таблица 6.Параметры цилиндрической прямозубой передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, аw, мм.	143,5	Диаметр делительной окружности, мм: шестерни d1 колеса d2	55 265
Модуль зацепления, m, мм.	2,16
Ширина зубчатого венца, мм: шестерни b1 колеса b2	52,6 49,6
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	22 106	Диаметр окружности вершин, мм: шестерни dа1 колеса dа2	60 270
Вид зубьев	прямые	Диаметр окружности впадин, мм: шестерни df1 колеса df2	49 259
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения уН,Н/мм2	500	426	Недогрузка 14,8%
Напряжения изгиба, Н/мм2	уF1	293	80,8	Отклонение является допустимым
	уF2	251	72

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3.Цилиндрическая прямозубая передача

5. Расчет цепной передачи

5.1 Выбор цепи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.

5.2 Коэффициент эксплуатации

Кэ = К1К2К3К4К5 К6 = 1,3·1,5·1·1·1,15·1,25 = 2,8,

где К1 = 1,3 - лёгкие толчки,

К2 = 1,5 - смазка периодическая,

К3 = 1,0 - одна смазка,

К4 = 1 - работа в одну смену,

К5 = 1,15 - периодическое регулирование натяжения цепи,

К6 = 1,25 - коэффициент при г >600

5.3 Шаг цепи

где [p] = 29,4 МПа - допускаемое давление в шарнирах,

m = 1- однорядная цепь,

z1 - число зубьев малой звездочки, z1 = 25 при U = 3,5,

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u = 253,5 = 83,5.

=27,07мм,

Принимаем ближайшее большее значение t = 31,75 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;

- диаметр валика d1 = 11,1 мм;

- ширина внутреннего звена b3 = 19,05 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 35,0 МПа.

5.4 Оптимальное межосевое расстояние

Аопт = (30?60) t,

где t - шаг цепи,

Аопт = (30?60) 31,75 = (952,5?1905),

Аопт = 1000 мм.

5.5 Вычисляем длину цепи

,

=3683 мм.

5.6 Число звеньев цепи

,

где t - шаг цепи,

L - длина цепи, мм.

= 116 шт,

5.7 Уточняем межосевое расстояние передачи

,

=1016,3 мм.

5.8 Определяем скорость движения цепи

,

где n3 - частота вращения выходного вала,

=1,8 м/с,

5.9 Вычисляем окружное усилие

,

=1,88 кН,

5.10 Конструктивные размеры звездочек

Делительные диаметры

dд = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

dд1 = 31,75/[sin(180/25)] = 253 мм,

ведомая звездочка:

dд2 = 31,75/[sin(180/75)] = 758 мм.

Диаметры выступов

De = p(K+Kz - 0,31/)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

- геометрическая характеристика зацепления,

Кz - коэффициент числа зубьев

= р/d1 = 31,75/11,1 = 2,86,

Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/25 = 7,60,

Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/75 = 18,44,

De1 = 31,75(0,7+7,60 - 0,31/2,86) = 267 мм,

De2 = 31,75(0,7+18,44 - 0,31/2,86) = 773 мм.

Диаметры впадин:

Df = dд - (d1 - 0,175dд0,5)

Df1= 253 - (11,1 - 0,1752530,5) = 234 мм

Df2= 758 - (11,1 - 0,1757580,5) = 754 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b3 - 0,15 = 0,9319,05 - 0,15 = 17,57 мм

Толщина диска:

С = b+2r4 = 17,57+21,6 = 20,77 мм

где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Диаметр проточки диска

Dc = pctg(180/z) - 1,3h

где h = 30 мм при шаге 31,75

Dc1 = 31,75ctg(180/25) - 1,330 = 212 мм,

Dc2 = 31,75ctg(180/75) - 1,330 = 736 мм,

5.11 Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15103/p = 15103/31,75 = 472 об/мин

Условие n = 36,0 < [n] = 472 об/мин выполняется.

5.12 Число ударов цепи

U = 2v/L = 218/3,684 = 0,98

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/31,75 = 16

Условие U < [u] выполняется.

5.13 Давление в шарнирах цепи

p = PKэ/F,

F = 0,28 t2 =282,26 мм,

р = 1,882,8103/282,26 = 18,6 МПа.

Условие р < [p] = 35,0 МПа выполняется.

5.14 Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k1Ft+Fv+F0)

где Fv - центробежная сила

F0 - натяжение от провисания цепи.

Fv = qv2 = 3,8 1,82 = 12,3 H

F0 = 9,8kfqА = 9,813,81,0163 =37 H

где kf = 1.

s = 89000/(1,31880+12,3+37) = 35,5> [s] = 7,8.

5.15 Сила действующая на валы

Fв = kв(Ft k1+ Fv+F0 ) = 1,15(18801,3+12,3+37) = 2867 H.

где kв = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Таблица 7.Параметры цепной открытой передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, A, мм.	1016.3	Диаметр делительной окружности, мм: ведущей dд1 ведомой dд2	253 758
Шаг цепи p, мм.	27.07
Длина цепи L,мм	36,83
Число звеньев m,шт	116	Диаметр окружности выступов, мм: ведущей d e1 ведомой d e2	267 773
Число зубьев звёздочки, шт ведущей z1 ведомой z2	25 75	Диаметр окружности впадин, мм: ведущей d f1 ведомой d f2	234 754
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Число ударов цепи, U	16	0,98	Условие выполняется
Коэффициент запаса прочности, s	35,5	7,8	Отклонение является допустимым
Давление в шарнирах цепи, p	35	18,6	Условие выполняется

6. Проектный расчет валов

6.1 Выбор материала валов

В проектируемом редукторе для изготовления валов применяем Сталь 40Х ГОСТ 1050-80, твердость 45-50 НRСЭ1, термообработка - улучшение и закалка токами высокой частоты.

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Для компенсации приближенности метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [ф]к=10…20 Н/мм2.При этом меньшие значения [ф]к - для быстроходных валов, большие [ф]к - для тихоходных валов. [1]

6.3 Определение размеров ступеней валов

Ступень вала и ее параметры d, l	Вал-шестерня цилиндрическая (быстроходный)	Вал колеса (тихоходный)
1-я ступень: под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	d1=, Мк=Т1, [ф]к=10Н/мм2, d1==36мм.	d1=, Мк=Т3, [ф]к=20Н/мм2, d1==39 мм.
	l1	l1=1,5· d1, l1=1,5·36=53 мм.	l1=1,5· d1, l1=1,5·39=60мм.
2-я ступень: под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2=d1+2·t, t - высота буртика, t=2,5 мм, d2=36+2·2,5=41 мм.	d2=d1+2·t, t - высота буртика, t=2,5 мм, d2=39+2·2,5=45 мм.
	l2	l2?1,5· d2, l2?1,5·41=62 мм	l2?1,5· d2, l2?1,5·45=67 мм
3-я ступень: под шестерню, колесо	d3	d3= d2+3,2·r, r - координаты фаски подшипника, r=3 мм, d3= 41+3,2·3=51 мм.	d3= d2+3,2·r, r - координаты фаски подшипника, r=3 мм, d3= 45+3,2·3=55 мм.
	l3	l3=53 мм.	l3=50 мм.
4-я ступень: под подшипник	d4	d4= d2=41 мм.	d4= d2=45мм.
	l4	l4=83 мм.	l4=bподш=19мм.
5-я ступень: Упорная или под резьбу	d5	d5=45·1,5=68 мм.	d5=48·1,5=72мм.
	l5	l5=0,4·d4, l5=0,4·41=17 мм.	l5=0,4·d4, l5=0,4·45=18 мм.

6.4 Схема нагружения вала

Рисунок 4. Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость.

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = Р53+R190 - BX100 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

BX = (484053+1826180)/100 = 5465 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

AX = Р1 +BX - R = 4840+5465 -1826 = 8479 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 4840·53 = 217,8 Н·м

MX2 = 1826·90 = 146,1 Н·м

Вертикальная плоскость.

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = Fr153- BY100 - Fa1d1/2 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости YOZ

BY = (1160,2·53 - 3016,680/2)/100 =592 H

Реакция опоры А в плоскости YOZ

AY = Fr1 + BY = 1160,2 +592 =1752 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY1 =592·100 = 59,2 Н·м

MY2 =592·145 -175253 = -17,8 Н·м

Суммарные реакции опор

А = (АХ2 + АY2)0,5 = (84792 +17522)0,5 =8786 H

B= (BХ2 + BY2)0,5 = (54652 + 5922)0,5 =5496 H

6.4.1 Эквивалентная нагрузка

P = (XVА + YFa)KбКТ

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

A - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Fa - осевая нагрузка;

Kб = 1,1- коэффициент безопасности при нагрузке с умеренны ми толчками ;

КТ = 1 - температурный коэффициент.

Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение Fa/C0= 413/48800 =0,008 e = 0,29

Отношение Fa/A= 413/8786 =0,047 < e X = 1,0; Y = 0

Р = (1,01,08786+0,0413)1,11,0 = 9665 Н.

6.4.2 Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р(573L/106)0,333 =

= 9665(57329,712000/106)0,333 = 56,9 кH < C= 59,2 кН

Условие Стр < C выполняется.

7. Расчет подшипников

7.1 Расчет подшипников быстроходного вала

7.1.1 Определение окружной силы в зацеплении

Ft=,

Ft==3101,08 Н.

7.1.2 Определение радиальной силы в зацеплении

Fr = Ft·,

где б - угол зацепления,

б=20°,

Fr = 3101,08 ·=1160,2Н.

7.1.3 Определение осевой силы в зацеплении

Fа = Ft·tgв,

Fа = 3101,08·tg13,4=3016,6 Н.

==2,6.

При >1,5 применяют радиально-упорные шарикоподшипники с углом контакта б=26°, легкой серии, схема установки 3 (враспор).

Принимаем подшипник легкой серии диаметров 2, d=d2=d4=35мм, с D=80мм.

Подшипник 46207 ГОСТ 831-75

В=17 мм,

r=2 мм,

r1=1мм,

Сr=22.7 кН,

Соr=16,6 кН.

7.1.4 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Р=V· Fr·Kу·Kт,

где V - коэффициент вращения,

V=1,

Kу - коэффициент безопасности, учитывающий динамичность действующей на подшипник нагрузки,

Kу=1,

Kт - температурный коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, Kт=1.

Р=1·1160,2·1·1=1160,2Н.

7.1.5 Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника

Сrр=Р·,

Lh - требуемая долговечность,

Lh=10·103часов.

Сrр=1160,2·=15606,4 Н.

Сrр< Сr, 15606,4<22700 - подшипник удовлетворяет требованиям, т. е. является пригодным.

L10h=,

L10h==6,2·105часов.

L10h?Lh, 6,2·105?10·103 - следовательно данный подшипник обеспечивает необходимую долговечность.

7.2 Расчет подшипников тихоходного вала

7.2.1 Определение окружной силы в зацеплении

Ft=,

Ft==1790,9Н.

7.2.2 Определение радиальной силы в зацеплении

Fr = Ft·

где б - угол зацепления,

б=20°,

Fr = 1790,9·= 651,85Н.

7.2.3 Определение осевой силы в зацеплении

Fа = Ft = 651,85 Н,

При >1 применяют радиально-упорные шарикоподшипники с углом контакта б=26°, легкой серии, схема установки 3 (враспор).

Принимаем подшипник легкой серии диаметров 2, d=d2=d4=45мм, с D=85мм.

Подшипник 46209 ГОСТ 831-75

В=19 мм,

r=2,0 мм,

r1=4,0мм,

Сr=32,3 кН,

Соr=25,6 кН.

7.2.4 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Р=(x·v·Fr+y·Fa)Kу·Kт,

где V - коэффициент вращения,

V=1,

Kу - коэффициент безопасности, учитывающий динамичность действующей на подшипник нагрузки,

Kу=1,

Kт - температурный коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника,

Kт=1.

x =0,41

y =0,87

Р=(0,41·1·651,85+0,87·651,85)·1·1=834,3 Н.

7.2.5 Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника

Сrр=Р·,

Lh - требуемая долговечность,

Lh=10·103часов.

Сrр=834,3·=2500,76 Н.

Сrр< Сr, 2500<32300 - подшипник удовлетворяет требованиям, т. е. является пригодным.

L10h=,

L10h==2,15·106часов.

L10h?Lh, 2,15·106ч?10·103ч- следовательно данный подшипник обеспечивает необходимую долговечность.

8. Расчет МУФТ

8.1 Расчет муфты для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора

8.1.1 Определяем расчетный вращающий момент

Тр=Кр·Т1?Т,

где Кр - коэффициент режима нагрузки, [1]

Кр=1,5,

Т - допустимое значение крутящего момента,

Тр=1,5·26,16=39,24 Н·м,

39,24?250.

8.1.2 Выбор муфты

По электродвигателю4А100L4УЗ c nном=1430 об/мин определяем стандартный диаметр вала dдвиг.=28 мм.

Для соединения выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с крутящим моментом 125 Н·м, угловой скоростью 480 с-1, которая соединяет выходной конец электродвигателя dдвиг.=28 мм и быстроходный вал редуктора. Выходной конец вала увеличиваем до d=25 мм.

Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-25-I.1-28-II.2-УЗ ГОСТ21424-75.

Материал полумуфт Сталь 30Л ГОСТ 977-88, материал пальцев - Сталь45 ГОСТ1050-74, материал упругих втулок - резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм2.

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением

Fm=Cr,

=0,3

Fm=3528·0.3=1058.4 H.

Fm=2940·0.3=882 H.

9. Выбор и проверка шпоночных соединений

9.1 Выбор шпонок

Для соединения валов с деталями выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t1 - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

9.2 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце вала 14950 мм:

усм = 2·87,28·103/36(9-5,5)(50-14) = 53,7 МПа.

9.3 Тихоходный вал

Шпонка на выходном конце тихоходного вала 1610100 мм:

усм = 2·237,3·103/72(10-6,0)(100-16) = 85,8 МПа.

Шпонка под колесом 181156 мм:

усм = 2·237,3·103/55(11-7)(56-18) = 78,1 МПа.

10. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны:

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8) 4 2,8 л.

При окружной скорости v = 3,65 м/с рекомендуемый сорт масла - индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатым колесом.

11. Выбор рамы

Проектируем раму, сваренную из элементов проката.

Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 - 80 будет представлять основную коробку рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головками болтов.

Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

Закрепление на раме электродвигателя производим болтами М12 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70, редуктора болтами М20.

Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фундаментными болтами М24.

Список использованной литературы

1. Киселев Б.Р., Курсовое проектирование по механике: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2003.

2. Киселев Б.Р., Проектирование приводов машин химического производства: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2001.

3. Шейнблит А.Е., Курсовое проектирование деталей машин. М,: Высш. шк., 1991.

4. Анурьев В.И., Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т.

Размещено на Allbest.ru