О САЙТЕ
Добро пожаловать!

Теперь вы можете поделиться своей работой!

Просто нажмите на значок
O2 Design Template

ФИМ / ТНГМ / РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по курсу «Прикладная механика» тема: «Привод люлечного элеватора» Тех. задание 10 Вариант 13

(автор - student, добавлено - 12-01-2014, 14:53)

 

СКАЧАТЬ:  22-2.zip [458,19 Kb] (cкачиваний: 110)

 

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод люлечного элеватора»

Тех. задание 10

Вариант 13

 


Содержание

1. Введение…………………………………………………………………………………………………………..…………3

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……..……………..4

3. Расчет открытой передачи ……………………………………………………..………………….……..7

4. Расчет закрытой передачи…………………………………………………………………………..……..17 

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников….……….26

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………………….……..28

7. Проверочный расчет подшипников.…………………………………………………….………..……35

8. Конструирование зубчатых колес……………………...…………………………………….………37 

9. Конструирование корпуса редуктора.…………………………..………………………..….……38

10. Уточненный расчет валов.…………………………………………………………………….…………38

11. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………….……….41 

12. Выбор муфты………………………………………………………………………….….……………….………..44

13. Смазывание. Выбор сорта масла……………………………………………………………………..44

14. Сборка редуктора………..……………………….………………………………………………….………..45 

15. Заключение.……………………………..…………………………………………………………….….………....46 

Список использованной литературы……………………………………………………….………..…47

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Люлечный элеватор

 

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-   натяжное устройство;

2-  люлька;

3-  грузовая цепь;

4-  цепная передача;

5-  цилиндрический редуктор;

6-  двигатель

7-  упругая муфта со звездочкой

8-  груз

9-  звездочка грузовой цепи;

I, II, III, IV - валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

 

 

 

 

Исходные данные

Вариант

13

Тяговая сила цепи  F, kH 

2,0

Скорость тяговой цепи v, м/c 

1,3

Шаг тяговой цепи р, мм

         125

Число зубьев z

8

Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, %

6

Срок службы привода Lr ,лет

6

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  1. 1.     ВВЕДЕНИЕ

Курсовая работа по прикладной механике является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условия работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные знания с условием технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требованиях; и кинематические расчеты и определение сил, действующих на детали и узлы, и расчеты конструкций на прочность, и выбор материалов, и процесс сборки и разборки конструкции и многое другое.

Таким образом, достигаются основные цели этого проекта:

- Овладеть техникой разработки конструкторских документов на стадиях проектирования;

- Приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать получение результаты;

- Научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;

- Уметь обоснованно защищать курсовую работу.

В результате приобретенных навыков и опыта проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам.

Поэтому необходимо применять материалы наиболее подходящие с учетом их стоимости и дефицитности, а также рассчитывать детали без лишних запасов. Работоспособность и надежность деталей машин характеризуется определенными критериями. Важнейшие критерии: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  1. 2.    ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Конструктивные размеры и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода зависят от типа электродвигателя, его мощности, частоты вращения вала.

Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

2.1 Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

    

где - КПД закрытой передачи    

      КПД открытой передачи

     - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения.

     - КПД подшипников скольжения.

     - коэффициент, учитывающий потери в муфте.

2.2 Мощность рабочей машины:

      

 

2.3 Требуемая мощность электродвигателя:

    

2.4 По требуемой мощности Ртр=2,988 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый по ГОСТ 15150-69 [] с синхронной частотой вращения  ncинх = 1000 об/мин,   nном =955 об/мин, типоразмер 4AМ112MАУ3 с параметрами Pдв =3 кВт.

 

2.5

1)Частота вращений приводного вала рабочей машины:

        ;

Где  скорость конейера, м/с; z-число зубьев ведущей звездочки тягового органа;p-шаг тяговой цепи,мм.

                            ; 

2) Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=4,5;

;  ;

3) Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины , мин-1;

об/мин;

4) Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения , мин-1:

;

5) Определить фактическое передаточное число привода UФ:

;

6)Передаточные число цепной передачи uоп =2,8

       К кинематическим параметрам привода относятся вращения и угловая скорость, к силовым мощность и вращающий момент.

2.6 Частота вращения валов:

Двигатель    nном=955об/мин

Быстроходного  n1= nном=955 об/мин

Тихоходного n2= n1/Uзп=212,2 об/мин

Рабочей машины  nрм=n2/Uоп=75,78 об/мин

2.7 Угловая скорость валов:

Двигателя ωном=99,95 1/с 

Быстроходный ω1= ωном=99,95 1/с 

Тихоходного ω2= ω1/ Uзп=22,21 1/с 

 Рабочей машины ωрм= ω2/ Uоп=7,932 1/с 

2.8 Вращающие моменты на:

Двигателе Tдвдв*103/ ωном=3000/99,95=30,015 Н*м 

На быстроходном валу:Т1= Tдв ηм  ηпк=30,015*0,98*0,995=29,26763 Н*м 

На тихоходном валу: Т2= Т1 Uзп ηзп ηпк=127,114 Н*м 

Момент рабочей машины: Трм= Т2 Uоп ηопηпс=327,695 Н*м 

  2.9 Мощности на валах:

Мощность двигателя:  Pдв=3кВт

Мощность на быстроходном валу: Р1= Pдв ηм  ηпк=2925,3 

 Мощность на тихоходном валу: Р21 ηзп ηпк =2823,3кВт 

Мощность рабочей машины:Ррм2 ηопηпс=2599,4кВт                                               

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя:  4AМ112MАУ3          Pном=3 кВт; nном=955  об/мин     

Параметр

Вал

 

двигателя

редуктора

Приводной рабочей машины

Быстроходный

тихоходный

Расчетная мощность P, кВт

 

3

 

2925,3

 

2823,3

 

2599,4

Угловая скорость w, 1/C

 

99,95

 

99,95 

 

    22,21

 

7,932

Частота вращения n, об/мин

 

955

 

955

 

212,3

 

75,78

Вращающий момент T,  Н*м

 

30,015

 

29,267

 

127,114

 

327,695

                           3. Выбор материала зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений.

  1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Параметр

Шестерня

Колесо

Материал

Сталь 40Х

Сталь 40Х

Термообработка

Улучшение

Улучшение

Твердость

269…302 HB

235262 HB

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NHO; NFO; H/мм2

 

 

 

 

 

1,8HBср+67=

 

1,8HBср+67=

 

 

 

1,03HBср=

 

1,03HBср=

 

  1. Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:

KHL1= ; KHL2= ;

Где NНО- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N=573 Lh. Здесь - угловая скорость соответствующего вала, с-1; Lh- срок службы привода (ресурс), ч.

HBср1= ;   HBср2= ;

N1= ; N2= ;

KHL1= ;

 KHL2= ;

б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни  и колеса :

= ;   = .

=   = ;

  1. Определение допускаемых напряжений изгиба , H/мм2.

а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2.

KFL1=   KFL2= ;

б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни  колеса

;   ;

  ;

  1. Табличный ответ к задаче 3:

 

Элемент передачи

 

Марка стали

 

Dпред 

 

 

Термообработка

 

HB1cp

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Sпред 

 

HB2cp

Н/мм2

 

 

Шестерня

 

40Х

315

 

Улучшение

 

285,5

 

900

 

410

 

581

 

294

 

200

 

 

Колесо

 

40Х

200

 

Улучшение

 

248,5

 

790

 

375

 

514

 

256

 

125

 

 

  1. Расчет зубчатых передач редукторов.

      Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

  1. Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где Ка- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка=43.

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T2- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1;

;  Округляем значение  до ближайшего табличного, =100 мм.

  1. Определяем модуль зацепления m, мм;

Округляем значение m=1,17 до ближайшего  табличного значения m=1,5мм;

  1. Определяем угол наклона зубьев  для косозубых передач:

;

 

  1. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;   ;

  1. Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

;      ;

  1. Определить число зубьев шестерни:

;    ;

  1. Определяем число зубьев колеса:

;  ;

  1. Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

  1. Определяем фактическое межосевое расстояние:

;   ;

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр

Шестерня

Колесо

 

Диаметр

Делительный

36,64

163,77

Вершин зубьев

 

39,64

 

166,77

Впадин зубьев

 

33,04

 

160,17

Ширина венца

=33

30

 

Проверочный расчет.

  1. Проверяем межосевое расстояние:  aw=(d1+d2)/2;

; 

  1. Проверяем пригодность заготовок колес   :

Диаметр заготовки шестерни Dзаг=da1+6мм, толщина диска или обода колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4мм;

Dзаг=36,64+6=42,64 125-заготовка шестерни пригодна;

Sзаг=34*1,5=51 315- заготовка колеса пригодна;

  1. Проверяем контактные напряжения , H/мм2:

=

Где K-вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых =1,13

-коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1,03;

;

  1. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни  и колеса , Н/мм2;

;

;

Где m- модуль зацепления, мм; b2-ширина зубчатого венца колеса; Ft- окружная сила в зацеплении, Н; KFa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес KFa=1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колес =1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1,07;

Yf1 и Yf2- коэффициенты формы зуба и колеса, Yf1=3,90, Yf2=3,60;

;

;

 

5. Составим табличный ответ к задаче 4:

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое значение aw

 

100

Угол наклона зубьев

 

10,73o

Модуль зацепления m

 

1,5

Диаметр делительной

 окружности

Шестерни d1 

Колеса d2 

 

 

36,64

163,77

Ширина зубчатого венца:

Шестерни b1 

Колеса b2 

 

 

 

33

30

Число зубьев:

Шестерни z1 

Колеса z2 

 

24

107

Диаметр окружности вершин

Шестерни da1 

Колеса da2 

 

39,64

166,77

Вид зубьев

косые

Диаметр окружности впадин

Шестерни dF1 

Колеса dF2 

 

33,04

160,17

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемое значение

Расчетные значения

Контактные напряжения ,Н/мм2

 

581

 

523,66

Напряжения изгиба Н/мм2

 

294

156

 

256

144

             

 

5.Расчет цепной передачи

Проектный расчет.

1.Определить шаг цепи р,мм.

 

 

а) Т1=впащающий момент на ведущей звездочке(равный Т2 на тихоходном валу редуктора),Н*м

 

б)КЭ-коэффициент экспулатации:

КэдКсКоКрегКр

в)z1-число зубьев ведущей звездочки

z1=29-2u 

г)[рц]-допускаемое давление в шарнирах цепи,Н/мм2

1

д)v-чило рядов цепи

 

 

 

2.Определить число зубьев ведомой звездочки:

Z2=z1*u=23*2.8=64.465

3.Определить фактическое передаточное чило uф 

Uф=z2/z1=65/23=2.826       u=[uф-u]/u*100=0.93%

4.Определить оптимальное межосивое расстояние а,мм.

а=(30…50)р

ар=а/р=30

5.Определить число звеньев цепи lр:

 

 

lp=2*30+(65+23)+[(65-23)/2π)/30]2 =105.49106

 

6.Уточниить  межосевое расстояние ар в шагах:

 

 

7.Определить  фактическое  межосевое  расстояние а,мм:

а=ар*р=30,260*25,4=768,62мм

8.Определить длину цепи l,мм:

l=lр*р=106*25,4=2692,4

9.Определить диаметры звездочек,мм.

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки                         ведомой звездочки

 dд1=р/sin(180/z1)=186.08              dd2=p/sin(180/z2)=529.16

Диаметры окружности выступов:

   ведущей звездочки                  ведомой звездочки

   De1=p(K+Kz1-0.31/Λ)=200.71                  De2=p(K+Kz2-0.31/Λ)=544.5

Диаметр окружности впадин:

    ведущей звездочки                 ведомой звездочки

   Di1= dд1-(d1-0.175dд1)=181,27                      Di2= dд2-(d1-0.175dд2)=525,88

                         Проверочный расчет

 

10.Проверить частоту вращения меньшей зведочки n1 об/мин:

[n]1=15000/25.4=590.55

n2 тихоходного вала- 212,2

212,2≤590,55.

11.Проверить число ударов в цепи о зубья звездочек U-1

U=(4z1n1)/(60lp)=3.069

[U]=508/p=20

3.069≤20

       12.Определить фактическую скорость цепи v,м/с:

     v=(z1*p*n1)/60*103=2.066

 

13.Определить окружную силу, передаваемую цепью Ft,H:

Ft=P1*103/v=2823.3/2.06=1366.5

14.Проверить давление в шарнирах цепи рц,H/мм2:

рц=Ft*Kэ/А=(1366,5*1,5625)/(7,92*15,88)=16,97

ц]=25

рцц]

15.Проверить прочность цепи.

S≤[S]

[S]-допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей-8.3

S=Fp/(Ft*Kд+F0+Fv)=6000/(1366.5*1.25+19.38+11.03)=34.4

34.4≥8.3

16.Определить силу давления цепи на вал Fоп ,H:

Fоп=kв*Ft+2F0 

 

kв-коэффициент нагрузки вала

Fоп=1,15*1366,5+2*19,38=1532,6

 

 

 

6. Расчет нагрузки валов.

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

 

Вид передачи

Силы в зацеплении

Значение силы, Н

На шестерне

На колесе 

 

Цилиндрическая косозубая

Окружная

Ft1= Ft2=1552,3

Ft2=  

Радиальная

570

 

Осевая

108,01

 

 

6.2 Силы в зацеплении открытой передачи.

Вид открытой передачи

Характер силы по направлению

Значение силы,Н

Цепная

Радиальная

Fопв*F+2Fo=1532.64

Муфта

Радиальная

Fмrr=1120*0.3=336

                          

7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.

Ступень вала и ее размеры d; l

 

Вал-шестерня цилиндрическая

 

Вал колеса

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

d1

 

 

l1

 

 

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 

 

 

l2

 

 

3-я под шестерню, колесо

d3 

 

 

l3

l3  определить графически на эскизной компоновке

4-я под подшипник

d4 

 

 

l4

 

 

5-я упорная или под резьбу

d5 

 

Не конструируют

 

l5

Определить графически

 

7.2 Предварительный выбор подшипников.

Передача

Вал

Тип подшипника

Серия

Схема установки

Цилиндрическая косозубая

Б

№107 35х62х14

       Особо      легкая

Враспор

Т

№207 35х72х17

легкая

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определение реакций  в подшипниках.

6.1. Ведущий вал редуктора:

Дано: Ft1=1552,3H; Fr1=570H; Fa1=108,1H; Fм=336H;d1=0,036м; lБ=0,07614м; lм=0,036м .

1.Вертикальная плоскость. 

а)Определяем опорные реакции, Н:

          

Проверка:

                

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

 

 

2.Горизонтальная плоскость.

а)Определяем опорные реакции, Н:

                                

 

Проверка:

                  -

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

 

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

Мкz=Ft1·d1/2=28,51 H·м

    4.Определим суммарные радиальные реакции, Н :

.

5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М2  =      

М3 = Му3=25,01  Н·м

 

 

 

 

 

 

6.2. Ведомый вал редуктора: 

Дано: Ft2 = 1552,3H; Fr2 =570H; Fa2 = 108,1H; Fу=766,32H;Fх=1327,3H; d2=163,77 мм, lT=0,07609 м; lоп =0,08122м.

1.Вертикальная плоскость. 

а)Определяем опорные реакции, Н:

 

 

Проверка:

                

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

 

2.Горизонтальная плоскость.

а)Определяем опорные реакции, Н:

                              

 

 

 

 

 

Проверка:

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

 

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

Мкz=Ft2·d2/2=127,1 H·м

    4.Определим суммарные радиальные реакции, Н :

.

5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М2  =      

М3 =

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Проверочный расчет подшипников.

Выполним проверочный расчет предварительно подобранных подшипников.

                 Условие пригодности подшипников:

Сrp  Cr               

где  RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н ( см. 9.1);

ω – угловая скорость соответствующего вала ( см. табл. 2.5);

m – показатель степени: m=3 для шариковых подшипников

Требуемая долговечность подшипника Lh предусмотрена ГОСТ 16162 – 85 и составляет для зубчатых редукторов  Lh 10 000 ч.

На быстроходном валу цилиндрического косозубого редуктора з, работающего с легкими толчками для подшипников типа 107:

Cr=28,9 кН – базовая динамическая грузоподъемность ; C0r=21,7 кН – статическая грузоподъемность; Х=0,45; V=1; Kб=1,1;KT=1; α=26°; d2=d4=40 мм. Угловая скорость вала ω=99,75 рад/с. Реакции в подшипниках RА=2093 Н и RВ=782 Н.Требуемая долговечность подшипника Lh=10000 ч.Подшипники установлены по схеме враспор.

При установке радиально – упорных однорядных подшипников(i=1) точки приложения радиальных реакций смещаются. В нашем случае это смещение составляет:

 

Поэтому, прежде чем вычислять грузоподъемность Cрr  , необходимо пересчитать радиальные реакции подшипников RА и RВ по фактическому расстоянию lБ=L – 2a между точками приложения реакций.

Осевая сила в зацеплении  Fa=1331H .

Так как (здесь Ra=Fa), то интерполированием находим e=0,37, Y=1,46.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

 

RS1 = e ·  RA =2093 ·0,37=774,4 Н

RS2 = e ·  RB = 782· 0,37=289,34 Н

Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как RS1 >RS2, то Ra1 = RS1=774,4 H,

Ra2 = RS1+Fa=774,4 +1331=2105,4H.

Определяем отношения:

; .

Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так как Rа2> Rа1, то

Интерполированием находим e=0,427, Y=1,27.

Из соотношений   и  выбираем соответствующие формулы для определения RE:

RE1=VRАKбKT=1·2093·1,1·1=2302 Н,

RE2=(ХVRВ  + YRa2) KбKT=(0,45·1·782+1,27·2105,4)1,1·1=3328 H.

Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке RE2:

 

Таким образом , расчетная грузоподъемность Crp  Cr.

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

L1oh= ч > Lh

Выполним проверочный расчет тихоходного  вала.

Характеристика  подшипников в данном случае  такая же как и на ведущем валу. Угловая скорость вала ω=19,95 рад/с. Реакции в подшипниках RС=1735 Н и RD=2199,6 Н.Требуемая долговечность подшипника Lh=10000 ч.Подшипники установлены по схеме враспор.

Осевая сила в зацеплении  на колесе Fa=362H.

Так как (здесь Ra=Fa), то интерполированием находим e=0,30, Y=1,81.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

RS1 = e ·  R<


Ключевые слова -


ФНГ ФИМ ФЭА ФЭУ Яндекс.Метрика
Copyright 2021. Для правильного отображения сайта рекомендуем обновить Ваш браузер до последней версии!