Проектирование привода для подъема грузов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

Проектирование привода для подъема грузов



Содержание

привод груз подшипник шестерня машина

Техническое задание

Введение

1. Энергокинематический расчет

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт косозубой передачи

2.2 Расчёт клиноременной передачи

3. Расчет входного вала

3.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на шестерне

3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

3.3 Выбор и расчет подшипников

3.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

3.5 Расчет шпонки входного вала

4. Расчет выходного вала

4.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на колесе

4.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.3 Выбор и расчет подшипников

4.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

4.5 Расчет шпонки выходного вала

5. Расчет муфты

6. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

Список использованной литературы



Техническое задание

Рисунок 1. Схема привода

Рисунок 2. Диаграмма нагрузки

Частота вращения шнека n, 90 об/мин

Крутящий момент на шнеке Т, 350 Н*м

Коэффициент использования суточный

Коэффициент использования годовой

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

· типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

· числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

· типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

· относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

· особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).



1. Энергокинематический расчёт

Расчет мощности P₃, необходимой для привода машины:

кВт

Мощность двигателя:

где - требуемая мощность,

- коэффициент полезного действия ременной передачи,

- коэффициент полезного действия зубчатой передачи.

кВт

Осуществляем выбор электродвигателя. Берем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором с частотой вращения 1500 об/мин серии АИРС100L4 (конструкторское исполнение IM 1081) с параметрами:

=4,25 кВт

=1500 об/мин

Определение частоты вращения, передаваемой мощности и моментов на размерных ступенях привода.

Мощность на ведущем шкиве:

кВт

Мощность на валу шестерни:

кВт

Мощность на валу колеса:

кВт

Частота вращения на ведущем шкиве:

об/мин

Частота вращения на шестерне:

об/мин

Частота вращения на валу зубчатого колеса:

об/мин

Вычисляем общее передаточное отношение привода U₀:

По алгоритму разбивки общего передаточного отношения:

- закрытая косозубая передача =5,0

- ременная передача =3,18

Момент на ведущем шкиве:

Нм

Момент на валу шестерни:

Нм

Момент на валу зубчатого колеса:

Нм

Результаты расчетов сведем в таблицу.

	P, кВт	n,об/мин	Т, НЧм	U
1	3,62	1430	24,16	3,18	0,94
2	3,40	450	72,16	5,0	0,97
3	3,30	90	350	15,89	0,91



2. Расчет передач

2.1 Расчет косозубой передачи

Исходные данные:

; - передаточное число

об/мин; - частота вращения шестерни

Нм - вращающий момент быстроходного вала

об/мин; - частота вращения колеса

Нм - вращающий момент тихоходного вала

Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 40Х, назначаем термообработку шестерни - улучшение, твердость шестерни НRC=45, термообработка колеса - улучшение, твердость колеса НВ=210, предел прочности МПа и предел текучести МПа.

Определим допускаемые усталостные контактные напряжения:

,

где - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

При мкм,

- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи

- коэффициент запаса прочности.

- для улучшенных зубьев колеса

- коэффициент долговечности

;

циклов

N_HG - базовое число циклов.

- эквивалентное число циклов.

где - суммарное время работы передачи

ч

циклов

циклов

Определение коэффициента долговечности:

- предел контактной выносливости

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения:

МПа

МПа

МПа

- условие выполняется

Выбор расчетных коэффициентов:

Выбор коэффициента нагрузки:

Коэффициент ширины зубчатого колеса:

Проектный расчёт передачи.

Определение межосевого расстояния:

, [мм]

где - числовой коэффициент

- передаточное число

- крутящий момент на валу шестерни Нм

мм

по ГОСТ мм.

Выбор нормального модуля.

Выбираем .

Находим число зубьев в косозубых передачах:

В косозубой передаче следует задаться углом наклона зуба из интервала =8...22⁰.

Выбираем

Уточним угол :

Определим делительные диаметры:

мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры выступов:

мм

Диаметры впадин:

мм

Ширина зубчатого колеса:

мм

Проверка ширины по достаточности осевого перекрытия:



- условие выполняется

Торцовая степень перекрытия:

Окружная скорость:

м/с

По окружной скорости выбираем степень точности - 8 степень (передачи общего машиностроения).

Проверочные расчеты.

Определяем коэффициенты нагрузки.

где , - коэффициенты внутренней динамической нагрузки,

, - коэффициенты концентрации нагрузки,

, - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

; ;

; ;

Проверка по контактным напряжениям:



где - коэффициент материала

- коэффициент учета суммарной длины контактных линий

- коэффициент формы сопряжённых поверхностей

Окружное усилие:

H

МПа

МПа

- недогрузка в пределах допустимого

Проверка по усталостным напряжениям изгиба:

,

где - коэффициент шероховатости переходной кривой

- масштабный фактор

;

- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

- коэффициент реверсивности нагрузки

- коэффициент долговечности

где - базовое число циклов, для стальных зубьев .

- эквивалентное число циклов

- коэффициент эквивалентности,

циклов

циклов

- коэффициент запаса прочности

- предел выносливости

МПа

МПа

МПа

МПа

Определяем рабочие напряжения изгиба:

где - коэффициент формы зуба

- коэффициент сдвига инструмента

- эквивалентное число зубьев

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

=

- коэффициент угла наклона зуба

;

= 0,7

Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отношение .

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

Проверка на контактную статическую прочность:

где - пиковая нагрузка на гистограмме нагружения

МПа

МПа

МПа

Мпа

Проверка изгибной статической прочности.

где - допускаемое статическое напряжение изгиба,

МПа

МПа



2.2 Расчет клиноременной передачи

Данные: , об/мин, Н*м, Н*м, кВт, кВт.

Выбор профиля сечения ремня, его геометрии и минимального зна-чения диаметра малого шкива (по крутящему моменту). Нам подходит ремень сечения А.

Определяем минимальное значение диаметра ведущего шкива для передачи крутящего момента Н*м ремнем сечения А: d₁=90 мм

Определим диаметр второго шкива:

мм

Округляем диаметр до ближайшего стандартного значения: d₂=280 мм.

Уточняем передаточное число:

Вычисляем отклонение от ранее принятого значения:

Определение межосевого расстояния

Минимальное межосевое расстояние:

Оптимальное значение межосевого расстояния мм.

Находим расчетную длину ремня

мм

Принимаем стандартное значение длины ремня L=1400 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния

мм

Угол обхвата на малом шкиве

Скорость ремня:

м/с

Частота пробегов ремня в секунду:

Допускаемая мощность P_P, кВт, передаваемая одним ремнем с учетом условий эксплуатации:

где P₀ - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой передачи, т.е. при спокойной нагрузке, базовой длине ремня и угле , u_p=1, P₀=1,03 кВт; - коэффициент угла обхвата, =0,93; - коэффициент длины ремня, =0,96; - коэффициент передаточного отношения, =1,14; - коэффициент режима нагрузки, =1.

кВт

Необходимое число ремней:

, при предполагаемом числе ремней равном 4.

.

Принимаем z=4.

Силы предварительного натяжения ремней передачи:

Н.

Значения массы единицы длины ремня q=0,1 кг/м.

Сила, действующая на валы:

Н.

Ширину шкивов для клиновых ремней выбираем в зависимости от сечения, В=65 мм.

Проверка прочности клинового ремня.

Максимальное напряжение в сечении ремня, набегающего на ведущий шкив:



Напряжение изгиба:

Модуль упругости материала ремня Е=80…100МПа.

МПа

Напряжения в ведущей ветви ремня:

Окружная сила на шкиве:

Н

Площадь поперечного сечения ремня А=81мм².

МПа.

Напряжение от действия динамических сил:

Плотность материала ремня

МПа

Допускаемое напряжение растяжения для клиновых ремней принимают

Максимальное напряжение:

Условие прочности выполняется.



3. Расчет входного вала

3.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на шестерне

Н

Н

Н

3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

В результате эскизной компановки имеем: l1=63мм; l2=57мм; l3=57мм.

Определение реакций в опорах

Вертикальная плоскость (XOZ)

Н

H

Строим эпюры изгибающих моментов

Первый участок:

При z₁=0: Н*м

При z₁=l1: Н*м

Третий участок:

При z₃=0: Н*м

При z₃=l3: Н*м

Горизонтальная плоскость (YOZ)

H

H

Строим эпюры изгибающих моментов

Второй участок:

При z₂=0: Н*м

При z₂=l2: Н*м

Третий участок:

При z₃=0: Н*м

При z₃=l3: Н*м



Суммарные моменты:

Н*м

Н*м

Н*м

Эквивалентные моменты:

Н*м

Н*м

Н*м

Проверочные диаметры вала:

мм - диаметр концевого участка вала выбираем из нормальных линейных размеров - dk=20мм

мм - диаметр вала под подшипник конструктивно выбираем под посадочное место подшипника качения - dn=25мм

мм

3.3 Выбор и расчет подшипников

Определим суммарные радиальные реакции:

Н

Н

Предварительно намечаем роликовый конический однорядный подшипник 7205 по ГОСТ 333-79, динамическая грузоподъемность кН; статическая грузоподъемность кН; d=25 мм; D=62 мм; е=0,36.

Определим отношение:

где - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце ;

где - коэффициент безопасности, ;

- коэффициент учитывающий температурный режим работы подшипника, ;

Требуемая динамическая грузоподъемность

Н

Общая долговечность подшипника не задана, поэтому можно воспользоваться рекомендациями и задать ее самостоятельно: L_h=25000 ч.

- подшипник подходит

3.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

Материал вала-шестерни сталь 40XН

МПа, МПа, МПа, МПа, МПа; ,.

Уточненный расчет производится с целью нахождения истинного значения запаса усталостной прочности вала.

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

,

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

В сечениях быстроходного вала запасы прочности должны быть более 1,5;

S - фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности

Проверяем сечение под шпонкой на выходном конце вала мм, мм, мм, мм, так как шпонка является концентратором напряжений.

Коэффициент запаса прочности по изгибу

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

- масштабный фактор

- коэффициент шероховатости

Находим момент сопротивления изгибу и кручению.

мм³

МПа

=0

Запас прочности при кручении

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

мм³

МПа

- вал спроектирован правильно

3.5 Расчёт шпонки входного вала

При передаче крутящего момента шпонка испытывает напряжения кручения и смятия.

Шпонка 6636 ГОСТ 23360-78

МПа - сталь

МПа

мм

- условие выполняется

- условие выполняется



4. Расчет выходного вала

4.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на колесе

Н

Н

Н

4.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

В результате эскизной компоновки имеем: l1=60мм; l2=60мм; l3=75мм

Определение реакций в опорах

Вертикальная плоскость (XOZ)

Н

H

Строим эпюры изгибающих моментов

Первый участок:

При z₁=0:

При z₁=l1: Н*м

Второй участок:

При : Н*м

При : Н*м

Третий участок:

При : Н*м

При : Н*м

Горизонтальная плоскость (YOZ)

H

H

Строим эпюры изгибающих моментов

Первый участок:



При z₁=0:

При z₁=l1: Н*м

Второй участок:

При z₂=0: Н*м

При z₂=: Н*м

Третий участок:

При z₃=0: Н*м

При z₃=: Н*м

Суммарные моменты:

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Эквивалентные моменты:

Н*м

Н*м

Н*м

Проверочные диаметры вала:

мм - диаметр концевого участка вала выбираем из нормальных линейных размеров - dм=40мм

мм - диаметр вала под подшипник конструктивно выбираем под посадочное место подшипника качения - dn=45мм

мм - диаметр вала под ступицу из конструктивных соображений принимаем равным мм

4.3 Выбор и расчет подшипников

Определим суммарные радиальные реакции:

Н

Н

Предварительно намечаем роликовый конический однорядный подшипник 7209 по ГОСТ 333-79, динамическая грузоподъемность кН; статическая грузоподъемность кН; d=45 мм; D=85 мм; е=0,41.

Определим отношение:

где - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце ;

где - коэффициент безопасности, ;

- коэффициент, учитывающий температурный режим работы подшипника, ;

Требуемая динамическая грузоподъемность

Н

Общая долговечность подшипника не задана, поэтому можно воспользоваться рекомендациями и задать ее самостоятельно: L_h=25000 ч.

- подшипник подходит

4.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

Материал вала - сталь 40XН

МПа, МПа, МПа, МПа, МПа; ,.

Уточненный расчет производится с целью нахождения истинного значения запаса усталостной прочности вала.

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

,

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

В одном из сечений тихоходного как наиболее нагруженного вала запас прочности должен укладываться в предел 1,5 …5.

S - фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности

,

Проверяем сечение под шпонкой на выходном конце вала мм, мм, мм, мм, так как шпонка является концентратором напряжений.

Коэффициент запаса прочности по изгибу

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

- масштабный фактор

- коэффициент шероховатости

Находим момент сопротивления изгибу и кручению.

мм³

МПа

=0

Запас прочности при кручении



- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

мм³

МПа

- вал спроектирован правильно

Проверяем сечение вала под шпонкой зубчатого колеса: мм, мм, мм, мм, так как шпонка является концентратором напряжений.

Коэффициент запаса прочности по изгибу

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

- масштабный фактор

- коэффициент шероховатости

Находим момент сопротивления изгибу и кручению.



мм³

МПа

=0

Запас прочности при кручении

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

мм³

МПа

- вал спроектирован правильно

4.5 Расчёт шпонки выходного вала

При передаче крутящего момента шпонка испытывает напряжения кручения и смятия.

Шпонка на концевом участке (12872 ГОСТ 23360-78)

МПа - сталь

МПа

мм

- условие выполняется

- условие выполняется

Шпонка на участке под ступицу (14956 ГОСТ 23360-78)

МПа - сталь

МПа

мм

- условие выполняется

- условие выполняется



5. Расчет муфты

Мощность, передаваемая муфтой: 4,4 кВт

Частота вращения 1500 об/мин

Диаметр вала редуктора d=20 мм

Диаметр шкива ременной передачи: D=280 мм

Наружный диаметр поверхности трения диска:

D=(3…5)d=5*20=100 мм

Внутренний диаметр поверхности трения диска:

=(0,5…0,8)D=0,5*100=50 мм

Средний диаметр поверхности трения:

мм

Расчет фрикционной дисковой муфты:

Поскольку муфта работает в условиях сухого трения (без подачи масла) выбираем материал пары дисков: сталь - прессованный асбест

f=0,3

[P]=0,2 Мпа

Потребное число пар поверхностей трения определяется по выражению:

Принимаем Z = 2, тогда число ведущих дисков Zэ = Z/2 = 1; число ведомых дисков Z2= Zэ + 1=2.



Проверяем действительную удельную нагрузку

Мпа Условие выполняется

Проведем расчет пружин:

Сила сжатия одной пружины при числе пружин n=6

H

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку 2 класса по ГОСТ 9389-75. Класс прочности 2.

Мпа

Из условия прочности:

Находим потребный диаметр проволоки:

мм



Средний диаметр пружины:

мм

Из расчета пружин на жесткость определяем осадку одного витка пружины под действием силы F

мм

G=8*10⁴ модуль сдвига для стали

Определяем шаг витков пружины

мм

S_p зазор между витками при осадке пружины расчетной силой F

мм

=5 - рабочее число витков

+(1,5…2)=5+2=7 - полное число витков

Высота пружины при полном сжатии витков

мм

Высота пружины в свободном состоянии:



мм.

Для выявления необходимости расчета пружины на устойчивость, вычислим отношения:

Так как отношение не превышает допустимых норм, проверка на устойчивость не требуется.



6. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации. Способ смазки - картерная система (окунанием зубьев зубчатых колес в масло, залитое в корпус).

Выбор масла:

Контактные напряжения зацепления: Н/мм² 600 Н/мм² .

м/с для зубчатых передач при 40° С

Рекомендуемая кинематическая вязкость

Для данной вязкости выбираем минеральное индустриальное масло без присадок И-Г-А-32

Выбираем смазку для подшипниковых узлов:

Для смазывания подшипниковых узлов принимаем смазку ЛИТОЛ-24

ГОСТ 21150-75.

Контроль масла:

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают различные маслоуказатели. Выберем пробку с конической резьбой.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, потому оно периодически должно меняться. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.



Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа. 1985 г.-416 с.

2. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Казинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение. 1984 г.-560 с.

3. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение. 1974 г.-496 с.

4. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа. 1975 г.-551 с.

5. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.Н., Кузьмин Н.С. и др. Курсовое проектирования по деталям машин. - М.: Машиностроение. 1984 г.-400 с.

6. Методические указания по выбору подшипников качения. Н.С. Голубков. ИМИ. 1988 г.

7. Методические указания по расчёту валов. Ю.С. Верпаховский. ИМИ.
1988 г.

8. Методические указания по эскизной компоновке редуктора. А.А. Сычев. ИМИ. 1987 г.

Размещено на Allbest.ru