Привод рабочей машины

привод рабочей машины

Пояснительная 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





Ft

V

I

II

III

IV

1

2

3

4

5

М

1 – электродвигатель

2 – ременная передача

3 – червячный редуктор

4 – цепная передача

5 – барабан


1. Кинематический и энергетический расчет привода



Мощность привода:



,



где	 – КПД привода: 



 =  рем  черв  цеп  подш,



где 	 рем = 0,96 – КПД ременной передачи,

 черв = 0,8 – КПД червячной передачи,

 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  д –угловая скорость двигателя:



,

с–1,

Нм.



Крутящие моменты на валах:



Нм,

Нм,

Нм,

Нм.



Вал

P, кВт

n, мин–1

T,кН·м

u



I

3,8

2880

12,6

2

20

3,7

0,96

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  – 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, T = 200 МПа, B = 400 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:



.

МПа.



Допускаемые напряжения изгиба:



,

МПа.



Стандартное значение коэффициента диаметра червяка:



,

q = 8.



Приведенные модуль упругости:



,



где	E1 = 2,1105 МПа – модуль упругости червяка (сталь),

E2 = 0,9105 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 =500 = 0,8727 рад.

Коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии  =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 H = 178,5 МПа < H = 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 F = 17,1 МПа < F = 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. 





lcm

b2

c

d

dcm

ч

0

Рисунок 3.1 Конструирование червячного колеса



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,

 = 20 Мпа – допускаемые напряжения на кручение материала вала. 

Вал II (вал червяка).



d1

d2

d3

d4

d4

d3

Рисунок 4.1 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.





d1

d2

d3

d4

d3

Рисунок 4.2 Вал червячного колеса

d5

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





А

В









0,06м

0,06м

А

В





0,06м

вертикальная плоскость

RAв

RВв

Ma

82,3

13,5

А

В



0,06м

горизонтальная плоскость

RAг

RВг



209

228

225

210

228

387,3

T

Mu

I

I

II

II

0,06м

0,06м

0,06м

0,06м

0,06м


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. см=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. см=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. см=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 = 0,22ctg = 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 – 2510-6 м2/с.

Применяем авиационное масло МС-20 с вязкостью 20,510-6 м2/с при t = 1000 С.


8. Литература



	Иванов М.Н. Детали машин. – М. : Высшая школа, 1984.–336 с.

	Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. – Т.1–3.М.: Машиностроение, 1978.

	Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. – Харьков: Вища школа, 1988.

	Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1984.

	Решетов Д.Н. Детали машин. –М.: Машиностроение, 1989.

	Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1979.

	Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1989.

	Методические рекомендации по изучению дисциплины «Детали машин и основы конструирования». – Харьков, 1996.