привод рабочей машины
П
ояснительная 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 Ft
= 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/
= uр
×uцеп
× uрем
,
где up
– передаточное отношение редуктора, принимаем up
= 20,
uцеп
– передаточное отношение цепной передачи, uцеп
= 2,
uрем
– передаточное отношение клиноременной передачи, uрем
= 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 up
=20 и upem
=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
|
0,9
6
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)
Tcp
= 20000 ч – ресурс наработки при среднем режиме нагрузки
 часов.
2.2 Расчет червячной передачи
Исходные данные:
Мощность на входном валу P1
= PII
= 3,65 кВт,
частота вращения входного вала n1
= nII
= 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, sT
= 200 МПа, sB
= 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 aw
= 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 (приVs
> 3 м/с)
Коэффициент концентрации нагрузки  = 1 .
Коэффициент расчетной нагрузки:
 ,
 .
Контактные напряжения:
 ,
 МПа.
Так как sH
= 178,5 МПа < [sH
] = 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 YF
=1,5.
Напряжения изгиба:
 ,
 МПа.
Так как sF
= 17,1 МПа < [sF
] = 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
= PIII
= 2,9 кВт,
частота вращения входного вала n1
= nIII
= 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 Kэ
– коэффициент эксплуатации:
 ,
где Kд
» 1– коэффициент динамической нагрузки(нагрузка близкая к равномерной),
Kа
= 1 – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи,
Kн
= 1– коэффициент наклона цепи к горизонту (до 600
),
Kрег
=1 – коэффициент способа регулировки натяжения цепи (одной из звездочек),
Kс
=1,3 – коэффициент смазки и загрязнения передачи (запыленное помещение),
Kреж
=1 – коэффициент режима или продолжительности работы в течение суток (односменный).
 .
Kz
– коэффициент числа зубьев,
 ,
 ,
Kn
– 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 Kf
– коэффициент провисания, при горизонтальном положении Kf
= 6,
a – длина свободной ветки цепи, приближенно равная межосевому расстоянию.
 Н.
Обе силы Fv
и F0
малы по сравнению с Ft
, что оправдывает принятые ранее допущения.
Критическая частота вращения:
 ,
где F1
– натяжение ведущей ветви, F1
» Fеt
.
 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 dст
= 1,6dв
= 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. [sсм
]=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. [sсм
]=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. [sсм
]=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 Kб
=1 (спокойная нагрузка).
Температурный коэффициент Kт
=1 (температура до 1000
).
Эквивалентная нагрузка:
 Н.
 Н
Выполняем расчет для опоры В как более нагруженной.  (постоянный режим нагружения).
Эквивалентная долговечность:
 ,
где Lh
– 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.
|
