45г + 11-2 по шейнблиту (RPZ_det_Luk)

Посмотреть архив целиком

Московский Государственный Технический Университет им. Н. Э. Баумана

Факультет «Робототехники и комплексной автоматизации»

Кафедра «Теории механизмов и машин»



РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту на тему:





«Привод люлечного элеватора»



Вариант № 11-2







Студент Лукьянов А.А.

Группа РК6-51

Руководитель проекта Тарабарин В. Б.





Москва 2013





РЕФЕРАТ



Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту “ Привод к скребковому конвейеру содержит 24 страницы машинописного текста, 1 таблицу, 8 рисунков.

В состав курсового проекта входят: данная расчетно-пояснительная записка и 3 листа формата А1 с необходимыми графическими расчетами и зависимостями.

Расчетно-пояснительная записка содержит динамический расчет механизмов насосной установки. Расчет включает определение закона движения механизма, расчет и исследование зубчатой передачи.



Данная курсовая работа полностью была выполнена на персональном компьютере с использованием следующего программного обеспечения:

- Компас 3D V13, АСКОН

- Mathcad, версия 15.0.0.163, Parametric Technology Corporation

- MicrosoftÒ Wordä 2010, Microsoft Corporation





Привод люлечного элеватора




1 – двигатель, 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая, 3 – цепная передача,

4 – цилиндрический редуктор, 5 – люлечный элеватор, 6 – ведущая звездочка, 7 – ведомая звездочка.



Исходные данные:


Тяговая сила цепи F, кН 2,0

Скорость грузовой цепи v, м/с 1,0

Шаг грузовой цепи р, мм 125

Число зубьев звездочки z 8

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи δ, % 5

Срок службы привода Lг, лет 7


1 Кинематическая схема машинного агрегата

    1. Условия эксплуатации машинного агрегата.


Проектируемый машинный агрегат служит приводом люлечного элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом цилиндрического редуктора и открытой цепной пластинчатой передачи, ведомый вал которой является приводным валом элеватора. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

    1. Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

Lh = 365LГКГtcLcKc

где LГ = 7 лет – срок службы привода;

КГ – коэффициент годового использования;

КГ = 300/365 = 0,82

где 300 – число рабочих дней в году;

tc = 8 часов – продолжительность смены

Lc = 1 – число смен

Кс = 1 – коэффициент сменного использования.

Lh = 365·7·0,82·8·1·1 = 16800 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 15 ·103 часов.

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки

Lг

Lс

tс

Lh

Характер

нагрузки

Режим

работы

Заводской цех

7

1

8

15000

С малыми колебаниями

Нереверсивный


  1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Fv = 2,0·1,0 = 2,00 кВт

Общий коэффициент полезного действия

η = ηмηзпηопηпк2ηпс,

где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

ηзп = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи,

ηоп = 0,93 – КПД открытой цепной передачи,

ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,

ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения,

η = 0,98·0,97·0,93·0,9952·0,99 = 0,866.

Требуемая мощность двигателя

Ртр = Ррм/η = 2,00/0,866 = 2,31 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 3,0 кВт.

    1. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1

Выбор типа электродвигателя

Вариант

Двигатель

Мощность

Синхронная частота вращения, об/мин

Номинальная частота вращения

1

4А90L2

3,0

3000

2840

2

4A100S4

3,0

1500

1435

3

4A112MA6

3,0

1000

955

4

4A112MB8

3,0

750

700



    1. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения рабочего вала привода

nрм = 6·104v/(zp) = 6·104·1,0/(8·125) = 60 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n1/nрм

где n1 – частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи

u2 = u/u1 = u/5

Таблица 2.2

Передаточное число


Передаточное число

Варианты

1

2

3

4

Привода

47,33

23,92

15,92

11,67

Редуктора

5

5

5

5

Открытой передачи

9,47

4,78

3,17

2,33


Варианты 1 и 2 отпадают, так как передаточное число открытой передачи значительно превышает рекомендуемые значения. Используемый в варианте 4 двигатель с числом оборотов вала 750 имеет слишком большие габариты, поэтому окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 – электродвигатель 4А112MA6.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 955 об/мин 1 = 955π/30 =100,0 рад/с

n2 = n1/u1 = 955/5,0 = 191 об/мин 2= 191π/30 = 20,0 рад/с

n3 = n2/u2 = 191/3,18 = 60 об/мин 3= 60π/30 = 6,28 рад/с

Фактическое значение скорости тяговой цепи

v = zpn3/6·104 = 8·125·60/6·104 = 1,0 м/с


Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 5%

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтрηмηпк = 2310·0,98·0,995 = 2252 Вт

P2 = P1ηзпηпк = 2252·0,97·0,995 = 2174 Вт

P3 = P2ηопηпс = 2174·0,93·0,99 = 2000 Вт

Крутящие моменты:

Т1 = P1/1 = 2252/100,0 = 22,5 Н·м

Т2 = 2174/20,0 =108,7 Н·м

Т3 = 2000/6,28 = 318,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал

Число оборо­тов

об/мин

Угловая ско­рость

рад/сек

Мощность

кВт

Крутящий момент

Н·м

Вал электродвигателя

955

100,0

2,252

22,5

Ведомый редуктора

195

20,0

2,174

108,7

Рабочий привода

60

6,28

2,000

318,5












3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ1ср = (235+262)/2 = 248

НВ2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]H = KHL[σ]H0,

где KHL – коэффициент долговечности

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 = 1·107 [1c.55],

N = 573ωLh = 573·20,0·15,0·103 = 17·107.

Так как N > NH0, то КHL = 1.

[σ]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]H = 0,45([σ]H1 +[σ]H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]F = KFL[σ]F0,

где KFL – коэффициент долговечности

Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

[σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

Dпред

Термоо-бработка

НВср

σв

σ-1

[σ]Н

[σ]F

Sпред

Н/мм2

Шестерня

45

125/80

Улучш.

248

600

260

513

255

Колесо

45

-

Норм-ия

193

780

335

414

199







4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где Ка = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],

ψba = 0,400 – коэффициент ширины колеса,

КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

аw = 43,0(5,0+1)[108,7·103·1,0/(4172·5,02·0,400)]1/3 =102 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 100 мм.

Модуль зацепления

m > 2KmT2/(d2b2[σ]F),

где Km = 5,8 – для косозубых колес,

d2 – делительный диаметр колеса,

d2 = 2awu/(u+1) = 2·100·5,0/(5,0 +1) = 167 мм,

b2 – ширина колеса

b2 = ψbaaw = 0,400·100 = 40 мм.

m > 2·5,8·108,7·103/167·32·199 = 1,12 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

zc = 2awcosβ/m

β – угол наклона зубьев

βmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5·1,5/40) = 7,5º, принимаем β = 9º

zc = 2·100cos9°/1,5 = 132

Число зубьев шестерни:

z1 = zc/(u+1) =132/(5,0 +1) = 22

Число зубьев колеса:

z2 = 132 – 22 = 110;


уточняем передаточное отношение:

u = z2/z1 =110/22 = 5,00,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

cos = zcm/2aW = (110+22)1,5/2100 = 0,99 = 8,11°.

Фактическое межосевое расстояние:

aw = (z1+z2)m/2cosβ = (110+22)·1,5/2cos 8,11° = 100 мм.

делительные диаметры

d1 = mz1/cosβ = 1,5·22/0,990 = 33,33 мм,

d2 = 1,5·110/0,990 = 166,67 мм,

диаметры выступов

da1 = d1+2m = 33,33+2·1,5 = 36,33 мм

da2 = 166,67+2·1,5 = 169,67 мм

диаметры впадин

df1 = d1 – 2,5m = 33,33 – 2,5·1,5 = 29,58 мм

df2 = 166,67 – 2,5·1,5 = 162,92 мм

ширина колеса

b2 = baaw = 0,40·100 = 40 мм

ширина шестерни

b1 = b2 + 5 = 40+5 = 45 мм

Окружная скорость

v = ω2d2/2000 = 20,0·166,67/2000 = 1,67 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

Ft = 2T2/d2 = 2·108,7·103/166,67 =1304 H

- радиальная

Fr = Fttg/cosβ =1304tg20º/0,990 = 480 H

- осевая сила:

Fa = Fttg =1304tg 8,11° = 186 Н.


Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 – для косозубых колес [1c.61],

КНα = 1,09 – для косозубых колес,

КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

КНv = 1,02 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σH = 376[1304(5,00+1)1,09·1,0·1,02/(166,67·40)]1/2 = 429 МПа.

Перегрузка (429 – 417)100/417 = 2,6% допустимо 5%.


Расчетные напряжения изгиба

σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2),

где YF2 – коэффициент формы зуба,

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 8,11/140 = 0,942,

KFα = 1,91 – для косозубых колес,

KFβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

KFv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z1 = 22 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 22/0,9903 = 22,7YF1 = 3,96,

при z2 =110 → zv2 = z2/(cosβ)3 =110/0,9903 = 113,4 YF2 = 3,60.

σF2 = 3,60·0,942·1304·1,0·1,0·1,04/1,5·40 = 76,7 МПа < [σ]F2

σF1 = σF2YF1/YF2 = 76,7·3,96/3,60 = 84,3 МПа < [σ]F1.

Так как расчетные напряжения σH < 1,05[σH] и σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.



5 Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 30 МПа – допускаемое давление в шарнирах.

Кэ – коэффициент эксплуатации

Кэ = КдКсККрегКр,

где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки,

Кс = 1,5 – смазка периодическая,

К = 1,0 – положение передачи горизонтальное,

Крег = 1,25 – нерегулируемая передача,

Кр = 1 – работа в одну смену.

Кэ = 1,51,25 = 1,88.


z1 – число зубьев малой звездочки,

z1 = 29 – 2u = 29 – 23,18 = 22,6,

принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 23

р = 2,8(108,71031,88/2330)1/3 = 18,7 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 19,05 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 31,8 кН;

- масса одного метра цепи q = 1,9 кг/м;

- диаметр валика d1 = 5,94 мм;

- ширина внутреннего звена b3 = 12,70 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 30,3 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u = 233,18 = 73,1

Принимаем z2 = 73



Фактическое передаточное число

u2 = z2/z1 = 73/23 = 3,17

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

Δu = (3,183,17)100/3,18= 0,3% допустимо 5%


Межосевое расстояние

ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 82]0,5}

где Lp – число звеньев цепи,

zc – суммарное число зубьев,

zc =z1+z2 = 23+73 = 96,

= (z2 – z1)/2 = (73 – 23)/2 = 7,96.

Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,596 + 7,962/40 = 129,6

где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем Lp = 130

ар = 0,25{130 – 0,596+[(130 – 0,596)2 – 87,962]0,5} = 40,1

a = app = 40,119,05 = 764 мм.

Длина цепи

l = Lpp = 130·19,05= 2476 мм


Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

dд = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

dд1 = 19,05/[sin(180/23)] = 140 мм,

ведомая звездочка:

dд2 = 19,05/[sin(180/73)] = 442 мм.

Диаметры выступов

De = p(K+Kz – 0,31/)

где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба


 – геометрическая характеристика зацепления,

Кz – коэффициент числа зубьев

= р/d1 = 19,05/5,94 = 3,21,

Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/23 = 7,27,

Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/73= 23,22,

De1 = 19,05(0,7+7,27 – 0,31/3,21) = 150 мм,

De2 = 19,05(0,7+23,22 – 0,31/3,21) = 454 мм.

Диаметры впадин:

Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)

Df1= 140 – (5,94 – 0,1751400,5) = 136 мм

Df2= 442 – (5,94 – 0,1754420,5) = 438 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9312,70 – 0,15 = 11,66 мм

Толщина диска:

С = b+2r4 = 11,66+21,6 = 14,86 мм

где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм


Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15103/p = 15103/19,05 = 787 об/мин

Условие n = 195 < [n] = 787 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z1n2/60Lp = 423195/60130 = 2,3

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/19,05 = 27

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z1pn2/60103 = 2319,05195/60103 = 1,42 м/с

Окружная сила:

Ft = Р2/v = 2174/1,42 =1527 H

Давление в шарнирах цепи

p = FtKэ/А,

где А = 105,8 мм2 – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи [2, c.147]

р =15271,88/105,8 = 27,1 МПа.

Условие р < [p] = 30,3 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(kдFt+Fv+F0)

где Fv – центробежная сила

F0 – натяжение от провисания цепи.

Fv = qv2 = 1,91,422 = 4 H

F0 = 9,8kfqa = 9,861,90,764 = 85 H

где kf = 6 – для горизонтальной передачи.

s = 31800/(11527+ 4+85) = 19,6 > [s] = 8,0 [1c.94].

Сила давления на вал

Fв = kвFt+2F0 = 1,151527+285 = 1926 H.

где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.


Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.



  1. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

Ft =1304 Н

радиальная

Fr = 480 H

осевая

Fa = 186 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

Fм = 100·Т11/2 = 100·22,51/2 = 474 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

Fв = 1926 H.



Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

  1. Разработка чертежа общего вида редуктора.


Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σв = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d1 = (22,5·103/π10)1/3 = 22 мм






Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.