СКАЧАТЬ:  22-2.zip [458,19 Kb] (cкачиваний: 111)

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

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 Р_тр=2,988 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый по ГОСТ 15150-69 [] с синхронной частотой вращения  n_cинх = 1000 об/мин,   n_ном =955 об/мин, типоразмер 4AМ112MАУ3 с параметрами P_дв =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 u_оп =2,8

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

2.6 Частота вращения валов:

Двигатель    n_ном=955об/мин

Быстроходного  n₁= n_ном=955 об/мин

Тихоходного n₂= n₁/U_зп=212,2 об/мин

Рабочей машины  n_рм=n₂/U_оп=75,78 об/мин

2.7 Угловая скорость валов:

Двигателя ω_ном=99,95 1/с 

Быстроходный ω₁= ω_ном=99,95 1/с 

Тихоходного ω₂= ω₁/ U_зп=22,21 1/с 

 Рабочей машины ω_рм= ω₂/ U_оп=7,932 1/с 

2.8 Вращающие моменты на:

Двигателе T_дв=Р_дв*10³/ ω_ном=3000/99,95=30,015 Н*м 

На быстроходном валу:Т₁= T_дв ^η_м  ^η_пк=30,015*0,98*0,995=29,26763 Н*м 

На тихоходном валу: Т₂= Т₁ U_зп ^{ηзп ηпк}=127,114 Н*м 

Момент рабочей машины: Т_рм= Т₂ U_оп ^ηопη_пс=327,695 Н*м 

  2.9 Мощности на валах:

Мощность двигателя:  P_дв=3кВт

Мощность на быстроходном валу: Р₁= P_дв ^η_м  ^η_пк=2925,3 

 Мощность на тихоходном валу: Р₂=Р₁ ^{ηзп ηпк} =2823,3кВт 

Мощность рабочей машины:Р_рм=Р₂ ^ηопη_пс=2599,4кВт                                               

                           3. Выбор материала зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений.

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

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:

1. Расчет зубчатых передач редукторов.

      Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

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

;

Где К_а- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=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:

Проверочный расчет.

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

; 

1. Проверяем пригодность заготовок колес   :

Диаметр заготовки шестерни D_заг=d_a1+6мм, толщина диска или обода колеса закрытой передачи S_заг=b₂+4мм;

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

S_заг=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; F_t- окружная сила в зацеплении, Н; K_Fa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес K_Fa=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;

Y_f1 и Y_f2- коэффициенты формы зуба и колеса, Y_f1=3,90, Y_f2=3,60;

;

;

5. Составим табличный ответ к задаче 4:

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)К_Э-коэффициент экспулатации:

К_э=К_дК_сК_оК_регК_р

в)z₁-число зубьев ведущей звездочки

z₁=29-2u 

г)[р_ц]-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=64.4≈65

3.Определить фактическое передаточное чило u_ф 

U_ф=z₂/z₁=65/23=2.826       ∆u=[u_ф-u]/u*100=0.93%

4.Определить оптимальное межосивое расстояние а,мм.

а=(30…50)р

а_р=а/р=30

5.Определить число звеньев цепи l_р:

l_p=2*30+(65+23)+[(65-23)/2π)/30]² =105.49≈106

6.Уточниить  межосевое расстояние а_р в шагах:

7.Определить  фактическое  межосевое  расстояние а,мм:

а=а_р*р=30,260*25,4=768,62мм

8.Определить длину цепи l,мм:

l=l_р*р=106*25,4=2692,4

9.Определить диаметры звездочек,мм.

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки                         ведомой звездочки

 d_д1=р/sin(180/z₁)=186.08              d_d2=p/sin(180/z₂)=529.16

Диаметры окружности выступов:

   ведущей звездочки                  ведомой звездочки

   D_e1=p(K+K_z1-0.31/Λ)=200.71                  D_e2=p(K+K_z2-0.31/Λ)=544.5

Диаметр окружности впадин:

    ведущей звездочки                 ведомой звездочки

   D_i1= d_д1-(d₁-0.175√d_д1)=181,27                      D_i2= d_д2-(d₁-0.175√d_д2)=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,с^-1

U=(4z₁n₁)/(60l_p)=3.069

[U]=508/p=20

3.069≤20

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

     v=(z_1*p_*n₁)/60*10³=2.066

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

F_t=P_1*10³/v=2823.3/2.06=1366.5

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

р_ц=F_t*K_э/А=(1366,5*1,5625)/(7,92*15,88)=16,97

[р_ц]=25

р_ц≤[р_ц]

15.Проверить прочность цепи.

S≤[S]

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

S=F_p/(F_t*K_д+F₀+F_v)=6000/(1366.5*1.25+19.38+11.03)=34.4

34.4≥8.3

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

F_оп=k_в*F_t+2F₀ 

k_в-коэффициент нагрузки вала

F_оп=1,15*1366,5+2*19,38=1532,6

6. Расчет нагрузки валов.

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

6.2 Силы в зацеплении открытой передачи.

7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.

7.2 Предварительный выбор подшипников.

Определение реакций  в подшипниках.

6.1. Ведущий вал редуктора:

Дано: F_t1=1552,3H; F_r1=570H; F_a1=108,1H; F_м=336H;d₁=0,036м; l_Б=0,07614м; l_м=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:

М_к=М_z=F_t1·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 = М_у3=25,01  Н·м

6.2. Ведомый вал редуктора: 

Дано: F_t2 = 1552,3H; F_r2 =570H; F_a2 = 108,1H; F_у=766,32H;F_х=1327,3H; d₂=163,77 мм, l_T=0,07609 м; l_оп =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:

М_к=М_z=F_t2·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:

С_rp  C_r               

где  R_E – 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 L_h предусмотрена ГОСТ 16162 – 85 и составляет для зубчатых редукторов  L_h 10 000 ч.

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

C_r=28,9 кН – базовая динамическая грузоподъемность ; C_0r=21,7 кН – статическая грузоподъемность; Х=0,45; V=1; K_б=1,1;K_T=1; α=26°; d₂=d₄=40 мм. Угловая скорость вала ω=99,75 рад/с. Реакции в подшипниках R_А=2093 Н и R_В=782 Н.Требуемая долговечность подшипника L_h=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 C_рr  , необходимо пересчитать радиальные реакции подшипников R_А и R_В по фактическому расстоянию l_Б=L – 2a между точками приложения реакций.

Осевая сила в зацеплении  F_a=1331H .

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

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

R_S1 = e ·  R_A =2093 ·0,37=774,4 Н

R_S2 = e ·  R_B = 782· 0,37=289,34 Н

Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как R_S1 >R_S2, то R_a1 = R_S1=774,4 H,

R_a2 = R_S1+F_a=774,4 +1331=2105,4H.

Определяем отношения:

; .

Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так как R_а2> R_а1, то

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

Из соотношений   и  выбираем соответствующие формулы для определения R_E:

R_E1=VR_АK_бK_T=1·2093·1,1·1=2302 Н,

R_E2=(ХVR_В  + YR_a2) K_бK_T=(0,45·1·782+1,27·2105,4)1,1·1=3328 H.

Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке R_E2:

Таким образом , расчетная грузоподъемность C_rp  C_r.

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

L_1oh= ч > L_h

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 R_С=1735 Н и R_D=2199,6 Н.Требуемая долговечность подшипника L_h=10000 ч.Подшипники установлены по схеме враспор.

Осевая сила в зацеплении  на колесе F_a=362H.

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

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок: