приводрабочеймашиныПояснительная записка и расчетык курсовому проектупо дисциплине „Детали машин и механизмов”прм-6900.04.400.000.000 пз2008Содержание1 Кинематический и энергетический расчет привода2 Расчет передач2.1 Расчет клиноременной передачи2.2 Расчет червячной передачи2.3 Расчет цепной передачи3 Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора3.1 Конструирование червяка и червячного колеса3.2 Конструирование элементов корпуса редуктора4 Проектирование и расчет валов4.1 Ориентировочный расчет валов4.2 Проверочный расчет валов5 Расчет шпоночных соединений. 6 Выбор подшипников. 7 Описание системы смазки. 8 Литература Исходные данныеТяговое усилие на барабане Ft = 6900 НОкружная скорость барабана V = 0,4 м/сДиаметр барабана D = 400 ммРежим работы 0Суммарное время работы 20000 часов1 - электродвигатель2 - ременная передача3 - червячный редуктор4 - цепная передача5 - барабан 1. Кинематический и энергетический расчет приводаМощность 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
220
3,7
0,960,8
0,95
II
3,65
1440
24,2
III
2,9
72
387,3
IV
2,8
19,1
1391,36
2.Расчет передач2.1 Расчет клиноременной передачиИсходные 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:ммУгол 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/сдополнительное натяжение при периодическом подтягивании ремня , так как v < 20 м/с (автоматическое натяжение).НСила, 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 передачиИсходные 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 = 2Число зубьев колеса:Приближенная скорость скольжениям/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 передачиИсходные 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 расстояниеРасчетная 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:,ННатяжение от центробежных сил:,где q - масса единицы длины цепи по каталогу, q=1,9 кг/м.НСила 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 редуктора3.1 Конструирование червяка и червячного колесаЧервяк выполняем стальным и за одно целое с валом при длине нарезанной части b1= 90 мм. 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 редуктораНазначаем материал корпуса редуктора: чугун СЧ-15.Корпус редуктора разъемный с нижним расположением червяка.Таблиця 3.1 - Основные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
д = 0,04awt + 2
8 мм
Толщина стенки крышки редуктора:
д1=0,032 awt + 2
8 мм
Толщина верхнего фланца корпуса
s=(1,5...1,75) д
12 мм
Толщина нижнего фланца корпуса
s2=2,35 д
20 мм
Толщина фланца крышки редуктора
s1=(1,5...1,75) д1
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=1,2д
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)д
10 мм
Расстояние от торцаподшипника до внутренней стенки корпуса редуктора
е
10 мм
Найменшый зазор между внутренней стенкой крышки редуктора и колесом
b? 1,2д
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
д2= d4
10 мм
Толщина фланца и стенки стакана
д3 = д4 = д2
10 мм
Толщина упорного буртика стакана
д5= д2
10 мм
Остальные размеры принимаем конструктивно по рекомендациям 3, 4 или по справочнику 2. 4.Проектирование и расчет валов4.1 Ориентировочный расчет валовОриентировочно 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).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.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 валовИсходные 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:ННГоризонтальная плоскость:НН 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:МПаМПа.Касательные напряжения :МПа,МПа,Эквивалентные напряжения:МПа= 520 МПа.Статическая прочность сечения I-I достаточна.МПа= 520 МПа.Статическая прочность сечения II-II достаточнаРасчет 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 соединенийШпоночное 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 подшипниковВыходной 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 АН.На опоре ВН.Суммарная осевая составляющая:НН < 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.НВыполняем 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.кНC > 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 смазкиСистема 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. Литература1. Иванов М.Н. Детали машин. - М. : Высшая школа, 1984.-336 с.2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - Т.1-3.М.: Машиностроение, 1978.3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. - Харьков: Вища школа, 1988.4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1984.5. Решетов Д.Н. Детали машин. -М.: Машиностроение, 1989.6. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979.7. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». - Харьков, 1989.8. Методические рекомендации по изучению дисциплины «Детали машин и основы конструирования». - Харьков, 1996.
