Привод звена технической системы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовая работа по теме:

Привод звена технической системы

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать привод к скребковому конвейеру по схеме, представленной на рисунке.

Окружное усилие на звездочке Р=8000Н;

Окружная скорость звездочки V=0,5м/c;

Шаг цепи t=100мм;

Число зубьев звездочки Z=8шт

Угловая скорость вращения

Рис. 1 - Схема привода скребкового конвейера: 1 - электродвигатель, 2 - клиноремённая передача, 3 - коническо-цилиндрический редуктор

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определим делительный диаметр звездочки конвейера

м(1)

Определим угловую скорость звездочки

рад/с(2)

Полученной угловой скорости соответствует следующая частота вращения:

об/мин(3)

Определим крутящий момент на валу звездочки

Н·м(4)

Определим мощность на валу звездочки

(5)

Необходимую мощность электродвигателя определим по формуле:

кВт(6)

где - к.п.д. привода, значение которого следует определять по формуле

(7)

где - к.п.д. упругой муфты;

- к.п.д. пары подшипников;

- к.п.д. закрытой зубчатой передачи;

- к.п.д. клиноременной передачи.

В соответствии с полученными данными, нам подходят 4 электродвигателя:

4А100L2: Nдв=5,5 кВт, nc=3000 об/мин;

4A112M4: Nдв=5,5 кВт, nc=1500 об/мин;

4A132S2: Nдв=5,5 кВт, nc=1000 об/мин;

4А132М8: Nдв=7,5 кВт, nc=750 об/мин.

При выборе первого из указанных двигателей с =3000 об/мин, возникнут затруднения в реализации большого передаточного числа порядка 100; двигатель с nc=750 об/мин имеет большие габариты и массу; предпочтителен двигатель 4A132S2 с nc=1000 об/мин.

Номинальная частота вращения электродвигателя будет равна:

nном=1000•(1-0,0051)=949 об/мин.

Определим передаточное отношение привода

(8)

Разобьем полученное передаточное отношение по ступеням в соответствии с рекомендациями [1].

(9)

где - передаточное отношение конической ступени;

- передаточное отношение цилиндрической ступени.

Тогда передаточное отношение ременной передачи будет равно:

(10)

Определим полученное передаточное отношение привода по формуле (9)

Определим отклонение передаточного отношения

(11)

Определим частоты вращения и крутящие моменты на валах привода

Частота вращения быстроходного вала редуктора

об/мин(12)

Частота вращения среднеходного вала редуктора

об/мин(13)

Частота вращения тихоходного вала редуктора

об/мин(14)

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

(15)

Крутящий момент на среднеходном валу редуктора

(16)

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

(17)

Крутящий момент на валу электродвигателя

(18)

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА

2.1 Расчет клиноременной передачи

Исходя из рекомендаций [1] для заданной частоты вращения вала электродвигатели и мощности выберем ремень типа А, имеющий следующие параметры (см. рис. 2). Минимальный диаметр ведущего шкива d1 >90мм.

Рис. 2 - Параметры поперечного сечения клинового ремня типа А

Выберем шкив диаметром d1 100 мм из стандартного ряда шкивов, тогда диаметр ведомого шкива должен быть

мм(19)

Уточним передаточное отношение с учетом относительного скольжения s=0,01

(20)

Определим минимально и максимально допустимые межосевые расстояния

мм(21)

мм(22)

а= 2•(100+198)=596 мм.

Определим расчетную длину ремней

мм(23)

Ближайшая стандартная длина Lр=1800 мм.

Уточним межосевое расстояние передачи

(24);

где

мм(25);

y= (d2-d1)2= 9604 мм2(26).

Для установки и замены ремней предусмотрим возможность уменьшения межосевого расстояния на 2% (13мм), а для компенсации отклонений и удлинений в период эксплуатации -= возможность увеличения межосевого расстояния на 5,5% (37мм).

Определим угол обхвата ремнями малого шкива

(27)

Полученному значению угла обхвата соответствует коэффициент , длине ремня соответствует коэффициент , режиму работы соответствует коэффициент .

Число ремней предварительно примем равным z=4, тогда коэффициент числа ремней равен .

Номинальная мощность для одного ремня равна P0=1,22 кВт.

Тогда потребное число ремней составит

(29)

Принимаем z=5 шт.

Определим натяжение каждой ветви одного ремня

(30)

где

м/с(31)

[1]

Сила, действующая на валы

(32)

2.2 Расчет конической зубчатой передачи

В качестве материалов конической и цилиндрической шестерен выберем сталь 40Х с термообработкой - закалкой токами высокой частоты и твердостью поверхности HRC45-50, предел прочности для данного материала составляет , предел текучести . В качестве материалов зубчатых колес выбираем ту же сталь, но с термообработкой - улучшением, твердость HB269-302, , , степень точности примем 8, класс нагрузки Н0,4, ресурс передачи 25000ч.

Определим предварительное значение диаметра основания делительного диаметра конуса колеса

(33)

где - расчетный крутящий момент, значение которого следует определять по формуле:

(34)

где KHД - коэффициент долговечности, значение которого следует определять по формуле:

(35)

где KHE=0,4 - коэффициент эквивалентности.

Проверим соотношение средних твердостей шестерни и колеса

Так как условие выполняется, то лимитируется колесо.

Определим наработку колеса

циклов(36)

где с=1 - число вхождений в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот.

База контактных напряжений при выбранной твердости колеса составит NHG=20·106 циклов, следовательно

Определим предварительную величину коэффициента нагрузки

(37)

Определим предварительное значение окружной скорости

м/с(38)

где Сv=10 [1].

Значение коэффициента распределения нагрузки составляет [1].

Определим отношение ширины колеса b к среднему диаметру шестерни dm.

(39)

Значение коэффициента концентрации следует определять по формуле:

(40)

где [1].

Значение коэффициента х следует определять по формуле:

(41)

Отсюда

По [1] коэффициент динамичности равен .

Тогда

Тогда расчетный момент равен

Допускаемое контактное напряжение определим по формуле

(42)

где

(43)

Для выбранной термообработки

(44)

Тогда

В соответствии с единым рядом главных параметров принимаем de2=200мм.

Проверим фактические контактные напряжения

Уточним фактическую скорость

(45)

Что очень близко к предварительно полученному значению, то есть нет необходимости в уточнении значений коэффициентов.

Фактические контактные напряжения

(46)

Полученная величина фактических контактных напряжений меньше, чем величина допускаемых, то есть можно считать, что контактная прочность зацепления обеспечена.

Проверим статическую прочность

Допускаемые статические контактные напряжения следует определять по формуле:

(47)

Определим максимальные контактные напряжения

(48)

где

Определим число зубьев колеса

(49)

где K=14,0 [1].

Тогда число зубьев шестерни равно

(50)

Примем z1=20, тогда z2=63.

Вычислим торцовый модуль

(51)

Определим напряжения изгиба

(52)

Вначале проверим колесо, которое несколько слабее шестерни.

Вычислим угол делительного конуса

(53)

Определим биэквивалентное число зубьев колеса при по формуле

(54)

Вычислим относительное смещение, согласно рекомендациям [1] при числе зубьев шестерни равном 20 .

Ширину венца определим по формуле

(55)

где Re- внешнее конусное расстояние, величину которого следует определять по формуле

(56)

Принимаем b'=25мм.

По [1] значение коэффициента иF следует определять по формуле:

(57)

Вычислим окружную силу

(58)

Определим значение коэффициента долговечности по изгибу

(59)

Так как наработка составляет величину, большую, чем 108 циклов, то принимаем KFД=1.

Вычислим значение коэффициента нагрузки по формуле:

(60)

где - коэффициент распределения нагрузки [1];

при - начальный коэффициент концентрации;

Определим величину коэффициента концентрации

(61)

- коэффициент динамичности [1].

Тогда

Имеем

Вычислим допускаемые напряжения изгиба

(62)

где sF=1,75 - коэффициент безопасности [1].

Таким образом можно считать, что изгибная прочность обеспечена.

Проверим передачу на статическую прочность

Определим наибольшие допускаемые напряжения

(63)

Определим величину максимальных напряжений

(64)

Проверим прочность зубьев шестерни на изгиб

(65)

Биэквивалентное число зубьев шестерни равно

Относительное смещение xn1=0,28;

Коэффициент формы зуба YF1=3,57 [1].

Напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни составляют [1]

Проверим статическую прочность.

Наибольшие допускаемые напряжения [1] .

Максимальные напряжения

.

Произведем геометрический расчет спроектированного зацепления.

Рис. 3

Определим геометрические параметры спроектированного зацепления (см. рис. 3).

Определим число зубьев плоского колеса

(66)

Среднее конусное расстояние

(67)

Расчетный модуль в среднем сечении

(68)

Высота головки зуба в расчетном сечении

(69)

(70)

Высота ножки зуба в расчетном сечении

(71)

(72)

Угол ножки зуба

(73)

(74)

Угол головки зуба

.

Угол конуса вершин

(75)

(76)

Угол конуса впадин

(77)

(78)

Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец

(79)

(80)

Внешняя высота головки зуба

(81)

(82)

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец

(83)

Внешняя высота ножки зуба

(84)

(85)

Внешняя высота зуба

(86)

Диаметр основания конуса шестерни

(87)

Диаметр вершин зубьев

(88)

(89)

Диаметр впадин зубьев

(90)

(91)

Рассчитаем силы в зацеплении (см. рис. 4)

Примем правый наклон зуба шестерни и направление ее вращения по часовой стрелке

Определим осевую силу на шестерне

(92)

где



Рис. 4 - Силы в коническом зацеплении

Определим радиальную силу на шестерне

(93)

где

Силы на колесе .

2.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определим предварительное значение межосевого расстояния по формуле:

(94)

Определим наработку колеса

циклов

Тогда

Определим предварительное значение окружной скорости

(95)

где [1].

Отношение ширины колеса к диаметру

Определим значения соответствующих заданным условиям коэффициентов [1]

; ;

Тогда

Имеем

Тогда

В соответствии с единым рядом главных параметров принимаем а=200мм

Так как принятое межосевое расстояние больше необходимого, то уменьшаем коэффициент ширины до 0,25.

Тогда ширина колеса , принимаем b2=45мм.

Определим действительную скорость

(96)

Уточняем значения коэффициентов

; ;

Тогда

Определим фактические контактные напряжения

(97)

Определим разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями

Результат можно считать хорошим.

Определим максимальные контактные напряжения

Определим окружную силу

(98)

Вычислим модуль

(99)

; база изгибных напряжений циклов.

Определим значение коэффициента долговечности по изгибу

Определим значения коэффициентов

; ;

Тогда

Ширину шестерни примем равной 50мм.

Имеем

Принимаем стандартный модуль 2,5мм.

Определим числа зубьев

Суммарное число зубьев

(100)

Определим число зубьев шестерни

(101)

Тогда число зубьев колеса

(102)

Проверим фактические напряжения изгиба зубьев шестерни

(103)

где .

Определим напряжения изгиба в зубьях колеса

Максимальные напряжения изгиба

Произведем геометрический расчет спроектированного зацепления

Определим делительные диаметры

Шестерни

(104)

Колеса

(105)

Диаметры вершин зубьев

(106)

(107)

Диаметры впадин зубьев

(108)

(109)

Определим силы, действующие в зацеплении

Радиальная сила

(110)

Нормальная сила

(111)

3. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Определим диаметры валов без учета влияния изгиба по формуле:

(112)

где - допускаемые напряжения кручения без учета действия изгиба.

Диаметр участка быстроходного вала редуктора под шкивом клиноременной передачи

Из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69 принимаем

Диаметр участка среднеходного вала редуктора под подшипниками

Принимаем

Диаметр шейки тихоходного вала редуктора под муфту

Из конструктивных соображений (учитывая отсутствие осевой нагрузки на вал и стремление не применять подшипники особолегкой серии) принимаем .

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВОВ И ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

4.1 Конструирование ведущего шкива клиноременной передачи

Рис. 5 - Конструкция ведущего шкива клиноременной передачи

Для шкива клиноременной передачи диаметром 112мм, предназначенного для работы с 4 ремнями типа А необходимо выдержать следующие геометрические параметры:

Расстояние от края обода шкива до расчетного диаметра b=3,3мм;

Расстояние от дна канавки до расчетного диаметра h=8,7мм;

Расстояние между соседними ремнями e=15мм;

Расстояние от торца шкива до середины первого ремня f=10мм.

Определим ширину шкива

(113)

Конструкция шкива с необходимыми параметрами представлена на рис.5.

Вследствие относительно малого диаметра шкива выбрана конструкция без спиц или диска.

4.2 Конструирование ведомого шкива клиноременной передачи

Рис. 6 - Конструкция ведомого шкива клиноременной передачи

Особенностью конструкции рассматриваемой детали является большой диаметр, что требует применения диска.

Определим диаметр ступицы диска

(114)

Примем dст=65мм.

Тогда толщина ступицы составляет

(115)

Толщину обода и диска также примем равными 15мм.

4.3 Конструирование конического зубчатого колеса

Определим диаметр ступицы

Примем dст=84мм.

Рис. 7 - Конструкция конического зубчатого колеса

Тогда толщина ступицы равна

Определим толщину обода

(116)

Примем

Определим толщину диска

Конструкция рассмотренного колеса представлена на рис. 7.

4.4 Конструирование цилиндрической шестерни

Рис. 8 - Конструкция цилиндрической шестерни

Для меньшего расхода высокопрочного материала (сталь 40Х с термообработкой - закалкой ТВЧ) предлагается цилиндрическую шестерню выполнить насадной, соединяемой со среднеходным валом редуктора посредством шпонки. В этом случае необходимо проверить расстояние от края шпоночного паза до диаметра впадин зубьев. Это расстояние должно быть не меньше, чем . Поскольку из рис. 8 видно, что это расстояние составляет 9,08 мм, то конструкцию можно считать работоспособной.

4.5 Конструирование цилиндрического колеса

Определим диаметр ступицы

Толщина ступицы

Толщина обода

Примем

Толщина диска

Рис. 9 - Конструкция цилиндрического колеса

Примем .

Ширину ступицы примем равной 70 мм для обеспечения прочности шпоночного соединения.

5. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

5.1 Определение нагрузок на подшипники валов редуктора

Определим нагрузки на подшипники

Рассмотрим быстроходный вал редуктора

Составим уравнение равновесия моментов относительно точек А и В.

(117)

Откуда

(118)

(119)

Откуда

(120)

Рис. 10 - К расчету подшипников быстроходного вала редуктора



Построим эпюру изгибающего момента, для чего разобьем расчетную схему на участки I-I, II-II, и III-III.

Участок I-I (0?х?0,06)

(120)

.

Участок II-II (0?х?0,07)

(121)

Участок III-III (0?х?0,033)

(122)

Таким образом, установлено, что максимальный изгибающий момент для быстроходного вала редуктора равен 71Н и возникает в месте установки левого подшипника.

Рассмотрим среднеходный вал редуктора



Рис. 11 - К расчету среднеходного вала редуктора

Составим уравнения равновесия моментов относительно точек С и D.

(123)

Откуда

(124)

(125)

Откуда

(126)

Построим эпюру изгибающих моментов для среднеходного вала редуктора, для этого разобьем его на участки I-I, II-II и III-III (см. рис. 11).

Участок I-I (0?х?0,034)

(127)

Участок II-II (0?х?0,066)

(128)

Участок III-III (0?х?0,04)

(129)

Таким образом, установлено, что максимальный изгибающий момент для среднеходного вала редуктора равен 124Н и возникает в месте установки конического зубчатого колеса.

Рассмотрим тихоходный вал редуктора

Составим уравнения равновесия относительно точек E и F.

Рис. 12 - К расчету тихоходного вала редуктора

(130)

Откуда

(131)

(132)

Откуда

(133)

Построим эпюру изгибающих моментов для тихоходного вала редуктора, для этого разобьем его на участки I-I и II-II (см. рис. 12).

Участок I-I (0?х?0,04)

(134)

Участок II-II (0?х?0,1)

(135)

Таким образом, установлено, что максимальный изгибающий момент для тихоходного вала редуктора равен 64Н и возникает в месте установки зубчатого колеса.

5.2 Выбор подшипников валов редуктора

Для быстроходного вала редуктора выберем подшипники роликовые конические №7208А по ГОСТ 27368-87 с динамической грузоподъемностью С=58,3 кН, и углом наклона оси роликов к горизонту

Для среднеходного вала редуктора выберем подшипники шариковые радиальные №209 по ГОСТ 8338-75 с динамической грузоподъемностью С=33,2кН и статической грузоподъемностью С0=18,6 кН.

Для тихоходного вала редуктора выберем подшипники шариковые радиальные №211 по ГОСТ 8338-75 с динамической грузоподъемностью С=43,6кН и статической грузоподъемностью С0=25кН.

5.3 Определение долговечности выбранных подшипников

Определим долговечность подшипников быстроходного вала редуктора

Долговечность выбранных подшипников следует определять по формуле:

(136)

где p=10/3 для роликовых и p=3 для шариковых подшипников;

Р - расчетная нагрузка на подшипник.

Определи отношение для левого подшипника быстроходного вала редуктора.

V=1 - коэффициент вращения.

Имеем

Определим значение коэффициента e

(137)

Поскольку >e, расчетная нагрузка на подшипник определится по формуле

(138)

где Х=0,4;

;

Kб=1,5 - коэффициент условий работы;

Kт=1,05 - коэффициент температуры.

Имеем

Что удовлетворяет поставленным в задании условиям.

Определим долговечность подшипников среднеходного вала редуктора.

При данном е=0,22<, следовательно

Х=0,56; Y=1,99.

Имеем

Тогда

Что удовлетворяет поставленным в задании условиям. Такую большую долговечность, судя по всему можно объяснить весьма малой осевой нагрузкой. Принятие вместо выбранных, подшипников особолегкой серии в конце концов может привести к дополнительным затратам и трудностям при сборке.

Определим долговечность подшипников тихоходного вала редуктора.



Тогда значение расчетной нагрузки на подшипник определим по формуле:

(140)

Имеем

Что удовлетворяет поставленным в задании условиям. Такую большую долговечность, судя по всему можно объяснить весьма малой осевой нагрузкой. Принятие вместо выбранных, подшипников особолегкой серии в конце концов может привести к дополнительным затратам и трудностям при сборке.

6. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Рис. 13 - Параметры шпоночных соединений, использованных в редукторе

Параметры выбранных шпонок приведены на рис. 13.

Выбранную шпонку необходимо проверить на смятие по формуле:

(141)

где h - высота шпонки;

t1 - глубина паза на валу;

lр - расчетная длина шпонки;

- допускаемые напряжения смятия.

Проверим шпонку на быстроходном валу редуктора

Проверим шпонки на среднеходном валу редуктора, из двух шпонок проверим ту, у которой меньше расчетная длина



Проверим шпонки на тихоходном валу редуктора

Шпонка зубчатого колеса

Шпонка муфты

.

7. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

7.1 Уточненный расчет тихоходного вала редуктора

Наиболее опасным участком является место соединения зубчатого колеса с валом, ослабленное шпоночным пазом.

Выберем в качестве материала вала сталь 35 с термообработкой-нормализацией, имеющую .

Определим пределы выносливости

(142)

(143)

Определим коэффициент запаса прочности, используя формулу:

(144)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, значение которого следует определять по формуле:

(145)

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, значение которого следует определять по формуле:

(146)

где , - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов со шпоночными пазами.

- нормальные и касательные напряжения, значения которых следует определять по формулам:

МПа(147)

МПа(148)

где Wнетто - момент сопротивления изгибу рассматриваемого сечения нетто, определяемый по формуле:

м3(149)

Wкнетто - момент сопротивления кручений рассматриваемого сечения нетто, определяемый по формуле:

м3(150)

=0 - напряжения сжатия, - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности в рассматриваемом сечении [1].

- коэффициенты, учитывающие материал вала [1]

- масштабные факторы [1].

Имеем:

Что позволяет считать конструкцию работоспособной.

7.2 Уточненный расчет среднеходного вала редуктора

Наиболее опасным участком является место соединения конического зубчатого колеса с валом, ослабленное шпоночным пазом.

Выберем в качестве материала вала сталь 35 с термообработкой-нормализацией, имеющую .

Определим моменты сопротивления нетто указанного сечения

м3

м3

Определим нормальные и касательные напряжения

МПа

МПа

Определим напряжения сжатия по формуле:

МПа(151)

Имеем

Что позволяет считать конструкцию работоспособной.

7.3 Уточненный расчет быстроходного вала редуктора

Наиболее опасным участком является место установки левого подшипника, ослабленное напрессовкой.

Выберем в качестве материала вала сталь 40Х с термообработкой-закалкой ТВЧ, имеющую .

Определим пределы выносливости

(152)

Определим моменты сопротивления в рассматриваемом сечении

(153)

(154)

Определим напряжения

Для заданных условий =4,2

Определим значение выражения

(155)

Тогда

Что позволяет считать конструкцию работоспособной.

8. СБОРКА РЕДУКТОРА

конвейер редуктор привод передача

Сборку редуктора предлагается проводить в следующей последовательности:

Собираются валы редуктора с насаживаемыми на них деталями (На вал-шестерню насаживается первый подшипник, втулки, второй подшипник, гайка круглая шлицевая, вставляется шпонка. На данный узел надевается стакан. В пазы среднеходного вала редуктора вставляются шпонки, надеваются колесо и шестерня, втулки, подшипники, гайки. В пазы тихоходного вала редуктора вставляются шпонки, одевается зубчатое колесо, втулка, подшипники, гайки);

Собираются сквозные крышки (В сквозные крышки вставляются манжеты);

Собранные валы вставляются в гнезда корпуса редуктора, происходит регулировка зацеплений;

Одевается крышка редуктора;

Прикручиваются крышки подшипниковых узлов с прокладками.

Происходит проверка правильности регулировки зацеплений;

Заливается масло;

Прикручивается люк смотрового отверстия.

Литература

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов/ С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М., Машиностроение, 1984. - 560 с.

Размещено на Allbest.ru