Привод элеватора. 2
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Южно-Уральский
Факультет «Приборостроительный »
Кафедра «Радиотехнических систем»
Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу Детали машин
Тема: Привод элеватора.
Нормоконтролер Руководитель
Чернобривец М. Г. Чернобривец М. Г.
2010 г. 2010 г.
Автор работы
студент группы ПС-343
Кунгурцев Е. В.
Работа защищена
с оценкой
__________________
Челябинск 2010
Содержание
Введение…………………………………………………………
- Выбор электродвигателя и кинематический расчет……………………5
- Определение требуемой мощности электродвигателя………..…5
- Выбор электродвигателя на основе полученных расчетов ……..5
- Определение передаточного числа, угловых скоростей и частот.
вращения валов…………………………………………
- Расчет редуктора………………………………………………………
….6 - Расчет зубчатых колес редуктора………………………………...6
- Предварительный расчет валов редуктора………………………10
- Конструктивные размеры шестерни и колеса…………………...11
- Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………...11
- Расчёт клиноремённой передачи………………………………………..12
- Первый этап компоновки редуктора……………………………………14
- Проверка долговечности подшипника………………………………….15
- Второй этап компоновки редуктора…………………………………….18
- Проверка прочности шпоночных соединений …………………………18
- Уточненный расчет валов, выбор сорта масла………………………….19
Введение
В данной курсовой работе разработан привод ковшового элеватора, состоящий из следующих частей: электродвигатель, упругая муфта, конический редуктор, клиноремённая передача. Рассмотрим назначение, а также достоинства и недостатки всех компонентов.
Электродвигатель предназначен для преобразования электрической энергии в механическую, а также обеспечения номинальной мощности и частоты вращения на входном валу редуктора.
Муфта предназначена для передачи
вращающего момента между входным
валом редуктора и валом
Редуктор предназначен для передачи мощности от электродвигателя к исполнительному органу с увеличением вращающего момента и уменьшением угловой скорости. Достоинствами является простота и надежность конструкции, высокий КПД, компактность в осевом направлении.
Исполнительным органом является элеватор.
Рис 1. Кинематическая схема привода ковшового элеватора
1 – двигатель; 2 – клиноремённая передача; 3 – конический редуктор;
4 – упругая муфта; 5 – ковшовый элеватор.
Исходные данные |
1 | |
Сопротивление движению ленты |
F, kH |
1,2 |
Скорость ленты |
V, м/с |
0,8 |
Диаметр барабана |
D, мм |
200 |
Срок службы привода |
L, ч |
5000 |
Режим нагружения |
1 | |
- Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Определение требуемой мощности электродвигателя.
КПД пары конических зубчатых колес
КПД учитывающий потери пары подшипников качения
КПД клиноремённой передачи
КПД учитывающий потери в опорах вала
Общий КПД:
Мощность на валу барабана:
Требуемая мощностьP (Вт) электродвигателя определяют из выражения:
Угловая скорость барабана:
Частота вращения барабана:
Выбор электродвигателя на основе полученных расчетов
По таблице П1 приложения по требуемой
мощности Pтр=
(кВт) выбираем электродвигатель трехфазный
короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый
с синхронной частотой вращения 1500 (об/мин)
серийный номер - 4А80А4УЗ, с параметрами
Pдв=1,1 (кВт) и скольжением 5,4%,отношение
пускового и номинального вращающих моментов
. Номинальная частота вращения nдв=1500*(1
– 0,054)=1419 (об/мин), угловая скорость
Габаритные размеры:
300 (мм)
(мм)
(мм)
(мм)
Установочные и
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
- Определение передаточного числа, угловых скоростей и частот вращения валов.
Принимаем передаточное отношение ременной передачи исходя из рекомендаций учебника up = 2,0. Тогда для клиноремённой передачи:
Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:
Вал А |
nдв =1419 об/мин |
|
Вал В |
n1= 152 об/мин |
|
Вал С |
n2=nб=76 об/мин |
|
Вращающие моменты:
На валу колеса:
На валу шестерни:
- Расчет редуктора.
- Расчет зубчатых колес редуктора.
Примем для шестерни одну и ту же марку стали с различной термообработкой. Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с
твердостью HB 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.
Допускаемо контактное напряжение:
где для колеса – предел контактной выносливости при базовом числе зубьев, коэффициент
долговечности , коэффициент безопасности примем
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289 – 76)
Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор , примем значение коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев
Внешний делительный диаметр колеса:
В этой формуле для прямозубых передач
, передаточное число
Примем ближайшее стандартное значение мм.
Примем число зубьев шестерни , тогда число зубьев колеса
Тогда , отклонения от заданного нет.
Внешний окружный модуль:
Уточним значение
Отклонение от стандартного значения нет
Углы делительных конусов:
;
Внешнее конусное расстояние и длина зуба b:
Внешний делительный диаметр шестерни:
Средний делительный диаметр шестерни:
Внешний диаметр шестерни и колеса:
Средний окружной модуль:
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
Средняя окружная скорость колес:
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
где коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба , коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес
Проверяем контактное напряжение:
Силы в зацеплении:
Окружная
Радиальная для шестерни, равна я осевой для колеса:
Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
При , несимметричном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB<350 значение . При твердости HB<350, скорости значение .
Получаем коэффициент нагрузки
коэффициент формы зуба
Для шестерни:
Для колеса:
При этом и
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжению изгиба:
Для стали 40Х улучшенной при твердости HB<350,
Для шестерни
Для колеса
Коэффициент запаса прочности , где , =1.
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:
Для шестерни:
Для колеса:
Для шестерни отношение:
Для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб шестерни:
- Предварительный расчет валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящий момент в поперечных сечениях валов:
ведущего
ведомого
Ведущий вал.
Примем . Это не высокое значение принято с учётом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноремённой передачи.
Диаметр выходного конца вала:
Диаметр под подшипниками примем ; диаметр под шестерней .
Ведомый вал.
Допускаемое напряжение на кручение
Определяем диаметр
выходного конца вала:
Диаметр под подшипниками , под зубчатым колесом .
2.3. Конструктивные размеры
Шестерня.
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длина посадочного участка ; примем .
Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованое.
Его размеры: ;
Диаметр ступицы
Длина ступицы , принимаем .
Толщина обода , принимаем .
Толщина диска , принимаем .
2.4. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки
; принимаем .
; принимаем .
Толщина фланцев корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и крышки
нижнего пояса корпуса
принимаем
Диаметры болтов:
фундаментных ; принимаем фундаментные болты с резьбой М20;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников ; принимаем болты с резьбой М16;
болтов, соединяющих крышку с корпусом ; принимаем болты с резьбой М12.
- Расчет клиноремённой передачи.
Вращающий момент: Т= 7*103 Н*мм
Диаметр меньшего шкива:
Исходя из рекомендаций d1=63мм
Диаметр большего шкива:
Из таблицы:
Уточняем передаточное отношение:
При этом угловая скорость вала В будет:
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,
, что менее допускаемого на ±3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d1=63 мм и d2=560 мм
Межосевое расстояние ар следует принять в интервале:
Где Т0=6 мм – высота сечения ремня
Принимая предварительно близкое значение
Расчетная длина ремня:
Ближайшее значение по стандарту L=2240 мм
Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня:
где
247009 мм2
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*2240=22,4 мм, для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025*2240=56 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива:
Коэффициент режима работы, учитывающий
условия эксплуатации передачи: для привода
к ковшовому элеватору при односменной
работе
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня :
для ремня сечения О при длине L=2240 мм коэффициент
Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:
при коэффициент
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:
предполагая, что число ремней в
передаче будет от 2 до 3, примем
Число ремней в передаче:
где Р0 – мощность передаваемая одним клиновым ремнём, кВт. Для ремня сечением О, при длине L=2240,работе на шкиве 63 мм и мощность Р0=0,63 кВт.
Принимаем z = 2
Натяжение ветки клинового ремня:
где скорость
θ – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения О коэффициент
Давление на валы:
Ширина шкивов:
4.Первый этап компоновки редуктора.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Подшипники валов расположим в стаканах.
Намечаем для валов
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
T |
C |
e | |
мм |
kH | |||||
7202 7204 |
15 20 |
35 47 |
12 16 |
10,5 21 |
6,1 13 |
0,45 0,36 |
При установке радиально-упорных подшипников необходимо уточнить, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для однорядных конических роликоподшипников по формуле
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника
Принимаем размеры между реакциями подшипников ведущего вала
Примем .
Для подшипника 7204 размер
, ,
5.Проверка долговечности подшипника.
Ведущий вал.
Силы действующие в зацеплении: , и
.
Первый этап компоновки дал и
Реакции опор:
в плоскости xz
Проверка
в плоскости yz
Проверка
Суммарные реакции
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
Здесь для подшипников 7202 параметр осевого нагружения е = 0,45
В нашем случае ,
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение
поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка
Для заданных условий
, для конических подшипников при
коэффициент и коэффициент
Расчетная долговечность,
Расчетная долговечность, ч
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение
Поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются.
Эквивалентная нагрузка
Расчетная долговечность,
Расчетная долговечность, ч
Ведомый вал.
Из предыдущих рассчетов: , и
.
Нагрузка на вал от цепной передачи
Первый этап компоновки дал , ,
Реакции опор:
в плоскости xz
Реакции в плоскости yz:
Суммарные реакции
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
Осевые нагрузки подшипников
Отношение
поэтому следует учитывать осевую нагрузку
Эквивалентная нагрузка
Так как в качестве опор ведомого вала применимы одинаковые подшипники легкой серии 7204, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч
Здесь – частота вращения ведомого вала
Полученная долговечность
6. Второй этап компоновки редуктора.
7. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпоночное соединение проверяем на смятие.
Здесь ограничимся проверкой
Диаметр вала в этом месте , сечение и длина шпонки , глубина паза .
Момент на звездочке .
Напряжение смятия:
Поэтому установим две шпонки под углом 1800
8. Уточненный расчет валов, выбор сорта масла.
Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения.
Материал валов – сталь 45 нормализованная;
Пределы выносливости и .
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечения не целесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты и крутящий момент .
Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления сечения:
Амплитуда нормальных напряжений :
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности:
Для обеспечения прочности
У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом и под подшипником со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент , но в сечении под колесом действует изгибающий момент:
а под подшипником , на , а момент сопротивления больше пропорционально , т.е. на 30 . Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.
Изгибающий момент:
Момент сопротивления сечения:
Амплитуда нормальных напряжений :
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности:
Выбор сорта масла.
Смазывание зубчатого
При контактном напряжении и средней скорости вязкость масла должна быть приблизительно равна Принимаем масло индустриальное И-25А.
Подшипники смазываем
