Санкт-Петербурзький Державний Університет
сервісу та економіки
Федеральне Агенство з Освіті
Калузький філія
Курсовий проект
по ОФСС
Проектування приводу ланцюгового транспортера (розрахунок редуктора)
виконав:
студент C емусев Є.А.
Сервіс «230700»
Перевірив:
__________
Калуга 2007
Зміст
1. Вибір електродвигуна
2. Визначення потужності, крутного моменту і частоти обертання кожного вала приводу
3. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
4. Розрахунок черв'ячної передачі
5. Визначення діаметрів валів
6. Вибір типу підшипників
7. Розрахунок тихохідного валу
8. Перевірка підшипників кочення тихохідного валу по динамічній вантажопідйомності
9. Вибір і розрахунок шпонкових з'єднань
10. Підбір муфти
11. Мастило зубчатих зачеплень і підшипників
Список використаної літератури
1. Вибір електродвигуна
Загальний коефіцієнт корисної дії приводу визначається за формулою:
,
де =
= 0,99 - коефіцієнт корисної дії муфти М 1 і М 2;
= 0,8 - коефіцієнт корисної дії черв'ячного редуктора;
= 0,99 - коефіцієнт корисної дії підшипників.
Потужність електродвигуна визначається за формулою:
кВт,
де = 4000 Н - окружне зусилля на зірочках;
= 0,75 м / с - швидкість руху ланцюга;
= 0,776 - коефіцієнт корисної дії приводу ланцюгового транспортера.
Частота обертання приводного валу визначається за формулою:
об / хв,
де = 0,75 м / с - швидкість руху ланцюга;
мм - діаметр зірочки,
де = 125 мм - крок зубів зірочки;
z = 9 - число зубів зірочки
Загальне передавальне число .
За стандартними значеннями частоти обертання електродвигуна вибираємо найменше загальне передавальне число:
Отже, частота обертання електродвигуна = 1500 об / хв.
Вибираємо електродвигун за каталогом. Приймаються двигун IM 1081 АІР 100 LB 4 / 1430: потужність = 4 кВт, частота обертання
= 1430 об / хв, діаметр валу
мм, довжина вихідного кінця вала
мм, висота від плити до валу
мм.
2. Визначення потужності, крутного моменту і частоти обертання кожного вала приводу
Потужності на валах привода визначають за формулами:
де - Потужності на I, II, III валах, кВт;
=
= 0,99 - коефіцієнт корисної дії муфти М 1 і М 2;
= 0,99 - коефіцієнт корисної дії підшипників.
Частота обертання на валах визначається за формулами:
Де - Частоти обертання на I, II, III валах приводу, об / хв
= 1430 об / хв - частоти обертання вала електродвигуна;
- Передавальне відношення редуктора.
Момент на валах визначається за формулами:
де - Моменти на I, II, III валах, Н
м
Номер валу | P, кВт | n, об / хв | Т, Н |
I | | | |
II | | | |
III | | | |
3. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
Вибір матеріалу.
Очікувана швидкість ковзання:
По таблиці 1.1 з [2] з урахуванням V ск вибираємо матеріал вінця черв'ячного колеса: Бр.ОЦС6-6-3 s в = 200 (МПа), s т = 90 (МПа), спосіб виливки - у металеву форму.
Черв'як приймаємо Сталь45 загартована HRC 45-50.
Розрахунок допустимих напружень.
Сумарний час роботи передачі:
ч
де = 5 років - термін служби;
= 0,3 - річний коефіцієнт використання;
= 0,3 - добовий коефіцієнт використання.
Сумарне число циклів зміни напруг:
Еквівалентне число циклів зміни напруг при розрахунку на контактну витривалість:
де - Коефіцієнт приведення для розрахунків на контактну витривалість ([2] табл. 2.2).
При розрахунку на згинальну витривалість:
де - Коефіцієнт приведення для розрахунків на згинальну витривалість
([2] табл. 2.2).
Допустимі напруги для розрахунку на контактну і згинальну витривалість:
МПа
МПа
де - Межа витривалості;
- Межа текучості.
Розрахункові допустимі напруження:
МПа
МПа
де - Коефіцієнт, що враховує інтенсивність зносу матеріалу 1-ої групи ([2] рис. 2.3);
- Коефіцієнт безпеки ([2] табл. 2.4).
Гранично допустимі напруги для розрахунків на міцність при дії пікових навантажень:
контактна міцність
МПа
згинальна міцність
МПа
Порівнюємо граничні допустимі напруження і розрахункові допустимі напруження:
4. Розрахунок черв'ячної передачі
Значення коефіцієнта навантаження:
Орієнтовне значення міжосьової відстані:
де Т 2 - обертаючий момент на валу черв'ячного колеса, Нм.
Кількість зубів черв'ячного колеса:
Осьовий модуль:
Попереднє значення коефіцієнта діаметра черв'яка:
Значення модуля і коефіцієнта діаметра узгоджується за рекомендацією ГОСТ 2144-76 (таблиця 28 [2]) з метою зменшення номенклатури зуборізного інструменту. Приймаються m = 6,3 і q = 14.
Уточнюємо міжосьова відстань:
Округлюємо його до найближчого стандартного значення з ряду: ... 125; 160; 180 ...
Приймаються
Коефіцієнт зміщення:
Початковий кут підйому черв'яка:
Розміри черв'яка.
Діаметр ділильний:
Діаметр початково:
Діаметр вершин витків:
Діаметр западин витків:
Довжина нарізної частини:
Вибираємо мм.
Розміри черв'ячного колеса.
Діаметр ділильний окружності колеса:
Діаметр вершин зубів:
Діаметр колеса найбільший:
Діаметр западин зубів:
Ширина вінця колеса:
Перевірочний розрахунок передачі на міцність.
Окружна швидкість на черв'яка:
Швидкість ковзання в зачепленні:
Уточнюємо :
де
- Коефіцієнт, що враховує інтенсивність зносу матеріалу 1-ої групи
Розрахункове напруження на робочих поверхнях зубів не перевищує допустимого, отже, раніше встановлені параметри передачі можна прийняти:
ККД передачі.
де
- Граничний кут тертя
Сили в зачепленні.
Окружна сила на колесі (осьова на черв'яка):
Окружна сила на черв'яка (осьова на колесі):
Радіальна сила:
Перевірка зубів колеса по напруженням вигину.
Еквівалентне число зубів колеса:
Коефіцієнт форми зуба колеса вибираємо по таблиці 31 [2]:
Напруження згину в зубах черв'ячного колеса.
Умова міцності виконується, так як s F <[s] F, отже, m і q були нами обрані вірно.
Тепловий розрахунок.
Потужність на черв'яка:
Температура робоча:
де - Коефіцієнт, що враховує відведення теплоти;
м 2 - поверхня охолодження корпусу;
- Коефіцієнт тепловіддачі.
5. Визначення діаметрів валів
Діаметри різних ділянок валів редуктора визначають за формулами:
для швидкохідного валу:
мм
Приймаються = 38 мм.
мм
Приймаються = 50 мм.
мм
Приймаються = 60 мм.
для тихохідного вала:
мм
З конструкторських міркувань приймаємо = 56 мм.
мм
Приймаються = 65 мм.
мм
Приймаються = 75 мм.
Приймаються = 75 мм.
6. Вибір типу підшипників
Для вала-черв'яка швидкохідної щаблі приймаємо роликопідшипники конічні однорядні середньої серії з параметрами:
мм - внутрішній діаметр підшипника
= 110 мм - зовнішній діаметр підшипника
= 29 мм - ширина підшипника
= 3 мм - радіус округлення підшипника
= 96600 Н - динамічна вантажопідйомність
= 75900 Н - статична вантажопідйомність
Для тихохідного вала приймаємо роликопідшипники конічні однорядні середньої серії з параметрами:
мм - внутрішній діаметр підшипника
= 140 мм - зовнішній діаметр підшипника
= 33 мм - ширина підшипника
= 3,5 мм - радіус округлення підшипника
= 134000 Н - динамічна вантажопідйомність
= 111000 Н - статична вантажопідйомність
7. Розрахунок тихохідного валу
Сили, що діють в зачепленні:
окружна сила Н,
радіальна сила Н,
осьова сила Н.
Визначення сил, що діють поза редуктора:
окружна сила муфти Н;
Н · м;
Н · м,
де - Ділильний діаметр черв'ячного колеса z 2.
Визначення реакції опор і побудова епюр.
Реакції в горизонтальній площині.
Реакції у вертикальній площині.
Реакції від консольної сили.
Повна реакція в опорах.
Розглядаємо самий навантажений випадок, коли реакції від консольної сили збігаються з реакціями від сил в зачепленні:
Для виготовлення валу обрана сталь 40 X:
,
Нормальні напруження визначаються за формулою:
де - Сумарний згинальний момент,
- Осьова сила,
- Момент опору перерізу валу при розрахунку на вигин,
- Площа поперечного перерізу.
Найбільш небезпечне перетин - I.
- Коефіцієнт перевантаження.
.
Розглядаю найбільш небезпечне перетин 1:
Осьова сила: .
Дотичні напруги визначаються за формулою:
де - Крутний момент,
- Момент опору перерізу валу при розрахунку на кручення.
Частинні коефіцієнти запасу міцності за нормальними напруженням обчислюються:
по дотичних напруг:
Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості:
Мінімально допустиме значення коефіцієнта запасу:
Оскільки , То статична міцність забезпечена.
8. Перевірка підшипників кочення тихохідного валу по динамічній вантажопідйомності
На підшипник діють: - Осьова сила,
- Радіальна сила. Частота обертів
. Необхідний ресурс роботи
= 5 років = 43800 ч.
Знайдемо: - Коефіцієнт безпеки ([20] табл.1);
- Температурний коефіцієнт;
- Коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кільця).
Визначаємо еквівалентну навантаження . По ([20] табл.3) знаходимо коефіцієнт осьового навантаження
.
Перевіримо умову, що :
.
По ([20] табл.3) визначаємо значення коефіцієнта радіальної динамічного навантаження і коефіцієнта осьової динамічного навантаження
.
Визначаємо еквівалентну радіальну динамічне навантаження .
Розрахуємо ресурс прийнятого підшипника: ,
, Що задовольняє вимогам.
9. Вибір і розрахунок шпонкових з'єднань
Розрахунок шпонкових з'єднань полягає у перевірці умови міцності матеріалу шпонки на зминання.
1. З'єднання швидкохідного валу з муфтою електродвигуна. - Крутний момент на валу
- Діаметр валу,
- Довжина шпонки,
- Ширина шпонки,
- Висота шпонки,
- Глибина паза валу,
- Глибина паза маточини,
- Допустиме напруження на зминання матеріалу шпонки,
- Тимчасовий опір матеріалу шпонки (межа міцності при розтягу).
Умова міцності:
,
2. З'єднання тихохідного валу з черв'ячним колесом.
- Крутний момент на валу
- Діаметр валу,
- Довжина шпонки,
- Ширина шпонки,
- Висота шпонки,
- Глибина паза валу,
- Глибина паза маточини,
- Допустиме напруження на зминання матеріалу шпонки,
- Тимчасовий опір матеріалу шпонки (межа міцності при розтягу).
Умова міцності:
,
3. З'єднання тихохідного вала з муфтою приводного валу.
- Крутний момент на валу
- Діаметр валу,
- Довжина шпонки,
- Ширина шпонки,
- Висота шпонки,
- Глибина паза валу,
- Глибина паза маточини,
- Допустиме напруження на зминання матеріалу шпонки,
- Тимчасовий опір матеріалу шпонки (межа міцності при розтягу).
Умова міцності:
,
10. Підбір муфти
Муфта комбінована (пружна і запобіжна) з руйнівним елементом.
Запобіжна муфта відрізняється компактністю і високою точністю спрацьовування. Зазвичай застосовується в тих випадках, коли за родом роботи машини перевантаження можуть виникнути лише випадково. Може працювати тільки при строгій співвісності валів. В якості руйнується елемента звичайно використовують штифти, що виконуються із сталі або з крихких матеріалів (сірий чавун, бронза). У момент спрацьовування штифт руйнується і запобіжна муфта роз'єднує кінематичний ланцюг. Для зручності експлуатації муфти в гнізді ставлять комплект втулок разом зі штифтом. У цьому випадку сполучення втулок з напівмуфтами H 7 / j s 6, штифта з втулками H 7 / k 6.Одну з напівмуфт встановлюють при посадці Н7 / f 7, передбачаючи по торцях мінімальний зазор 0.05 ... 0.10 мм. Щоб торці втулок не зачіпали один за одного, слід передбачати проміжок на 0.05 ... 0.10 мм більший, ніж між торцями полумуфт.
Муфта пружна втулочно-пальцева за ГОСТ 14084-76.
Відрізняється простотою конструкції і зручністю монтажу і демонтажу. Зазвичай застосовується в передачах від електродвигуна з малими моментом, що крутить. Пружними елементами тут служать гофровані гумові втулки. Через порівняно невеликої товщини втулок муфти мають малу податливість і застосовуються в основному для компенсації неспіввісності валів у невеликих межах ( 3 мм;
0.10 ... 0,15 мм;
0,6 / 100 мм / мм).
Матеріал напівмуфт - чавун СЧ20.
Матеріал пальців - сталь 45.
Для перевірки міцності розраховують пальці на вигин, а гуму - по напруженням зминання на поверхні стикання втулок з пальцями. При цьому вважають, що всі пальці навантажені однаково, а напруги зминання розподілені рівномірно по довжині втулки:
де z - число пальців, z = 4. Рекомендують приймати = 1,8 ... 2 МПа.
Тоді
Пальці муфти виготовляють із сталі 45 і розраховують на вигин:
Допустимі напруги вигину , Де
- Межа текучості матеріалу пальців, МПа. Зазор між напівмуфтами С = 6мм
11. Мастило зубчатих зачеплень і підшипників
Картерів мастило застосовують при окружної швидкості зубчастих коліс від 0,3 до 12,5 м / с.
Визначимо окружну швидкість вершин зубів колеса: - Для тихохідної ступені,
де - Частота обертання вала тихохідної ступені,
- Діаметр окружності вершин колеса тихохідної ступеня;
- Для швидкохідної ступені,
де - Частота обертання вала швидкохідної ступені,
- Діаметр окружності вершин колеса швидкохідної щаблі.
Розрахуємо гранично допустимий рівень занурення зубчастого колеса швидкохідної ступені редуктора у масляну ванну: ,
де - Діаметр кіл вершин зубів колеса тихохідної щаблі.
Визначимо необхідний обсяг олії за формулою: ,
де - Висота області заповнення маслом,
і
- Відповідно довжина і ширина масляної ванни.
13.4. Виберемо марку масла по табл. 11.1 літ. 3 у відповідності з окружною швидкістю колеса швидкохідної ступені: І-Т-С 320 ТУ 38.101413-78. Його кінематична в'язкість для зубчастих коліс при температурі .
Змащення підшипників відбувається тим же маслом за рахунок розбризкування. При складанні редуктора підшипники необхідно попередньо промаслити.
Список використаної літератури
1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкін, Л.Д. Часовник, методичні вказівки з розрахунку зубчастих передач редукторів і коробок швидкостей по курсу "Деталі машин"
2. В.Н. Іванов, В.С. Баринова, "Вибір і розрахунки підшипників кочення", методичні вказівки по курсовому проектуванню, Москва, 1981 р.
3. П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком, "Конструювання вузлів і деталей машин", Москва, "Вища школа", 1985 р.
4. Д.М. Решетов, "Деталі машин", Москва, "Машинобудування", 1989 р.
5. М.М. Іванов. Деталі машин. М.: «Машинобудування», 1991
6. Атлас конструкцій "Деталі машин", Москва, "Машинобудування", 1980 р.
7. Л.Я. Перель, А.А. Філатов, довідник "Підшипники кочення", Москва, "Машинобудування", 1992 р.
8. Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника. т. 1-3 М., Машинобудування, 1982.