| Министерство образования и науки Российской Федерации
Магнитогорский государственный технический университет
им. Г.И. Носова
Кафедра прикладной механики и деталей машин
Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"
"Привод люлечного элеватора"
Исходные данные
Тяговая сила цепи F, кН – 2,8
Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2
Шаг тяговой цепи р, мм – 80
Число зубьев звездочки – 9
Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % - 6
Срок службы привода Lr
, лет – 5.
1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):
 Вт.
Определим общий КПД привода:
η = η1
· η2
· η3
· η4
,
η1
= ηпер
= 0,95;
η2
= ηред
= ηпер
· ηподш
2
= 0,98·0,982
= 0,96;
η3
= ηсоед.муфт
= 0,98;
η4
= ηподш.опор
= 0,992
= 0,98;
η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.
Требуемая мощность электродвигателя:
 Вт.
Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:
 рад/с;
 мм.
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):
 об/мин.
Общее передаточное число привода:
Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):
 об/мин.
Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.
Номинальная частота вращения:  об/мин.
 рад/с.
Определяем фактическое передаточное число привода:
 .
Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:
Uред
= 2,5,
Uпер
=  .
Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора
| Вал А
|
n1
= nдв
= 949 об/мин
|
 рад/с
|
| Вал В
|
 об/мин
|
 рад/с
|
| Вал С
|
 об/мин
|
 рад/с
|
Определим вращающие моменты на валах привода:
 Н·мм;
Т1
= Тдв
 Н·мм.
2. Расчет зубчатых колес редуктора
Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.
НВср
= 0,5(НВ1
+ НВ2
)
НВср
= 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,
НВср
= 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.
Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:
 МПа;
Шестерни:
 582 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
 МПа.
Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:
 мм.
Определяем нормальный модуль зацепления:
 мм,
 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 100
и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:
 , тогда
 .
Уточненное значение угла наклона зубьев:
 ,
β = 90
.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
 мм;
 мм.
Проверка:
 мм.
Диаметры вершин зубьев:
 мм,
 мм.
Ширина колеса:
 мм,
Ширина шестерни:
 мм.
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
 .
Диаметры впадин:
 мм,
 мм.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
 м/с – 9 степень точности.
Коэффициент нагрузки:
 .
Проверка контактных напряжений:
  МПа.
 МПа <  ,
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.
Определяем силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
 Н.
Радиальная сила:
 Н.
Осевая сила:
 Н.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
 ,  ,  .
У шестерни
 ,
У колеса
, 
Определим допускаемое напряжение:
 =
МПа,
 , 
,
.
Находим отношение для колеса:
 < 
3. Предварительный расчет валов редуктора. Выбор подшипников
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца
мм,
мм.
Для ведущего вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 306 средней серии по ГОСТ 8338–75:
d = 30 мм;
D = 72 мм;
В = 19 мм;
r = 2 мм;
С = 28,1 кН;
С0
= 14,6 кН.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца вала
 мм,
 мм.
Для ведомого вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 308 средней серии по ГОСТ 8338–75:
d = 40 мм;
D = 90 мм;
В = 23 мм;
r = 2,5 мм;
С = 41 кН;
С0
= 22,4 кН.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:
d1
= 57 мм, da
1
= 59 мм, b1
= 45 мм.
Колесо кованое: d2
= 143мм, da
2
= 145,5мм, b2
= 40мм.
Диаметр ступицы: dст
= 1,6 dk
2
= 1,6 · 45 = 72 мм,
Длина ступицы: lст
= (1,2 ÷ 1,5)dк2
= 63 мм,
Толщина обода:  мм,
Толщина диска С = 0,3b2
= 0,3 · 40 = 12 мм.
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
 мм, принимаем  мм.
 мм, принимаем  мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
 мм;
 мм.
Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
 мм, принимаем р = 15 мм.
Диаметр болтов:
Фундаментальных -  - принимаем болты с резьбой М16;
Крепящих крышку к корпусу у подшипников -  - принимаем болты с резьбой М8;
Соединяющих крышку с корпусом -  - принимаем болты с резьбой М10.
6. Расчет цепной передачи
Т3
= Т2
= 166,1·103
Нм
Uц = 3,8
- ведущая звездочка.
 - ведомая звездочка.
Принимаем
Z3
= 23, Z4
= 89.
Тогда фактическое
Uц
= 
Расчетный коэффициент нагрузки:
,
n3
= 99,89 об/мин, Р = 24 МПа.
Шаг однорядной цепи:
мм.
.
 
м/с.
Окружная сила:
Н.
Проверяем давление в шарнире:
МПа.
МПа.
Определим число звеньев цепи:
 .
Определим диаметры делительных окружностей звездочек:
мм,
мм.
Определим диаметры наружных окружностей звездочек:
мм,
мм.
Силы, действующие на цепь:
Окружная Ft
ц
= 2344 Н,
От центробежных сил
Н,
От провисания
 Н.
Расчетная нагрузка на валы:
Н.
Проверим коэффициент запаса прочности цепи:
.
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса  =7,5. Условие S> выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Ступица звездочки -  мм,
 мм.
Толщина диска звездочки -  мм.
Размеры ведомой звездочки:
dст
= 1,6·25 = 40 мм,
lст
= 38 мм.
7. Первый этап компоновки редуктора
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а)  мм;
б)  мм – зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса;
в) расстояние между наружными кольцами подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса  мм.
Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1
= 30 мм и dп2
= 40 мм.
Смазка подшипников:
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал.
Мазеудерживающие кольца – их ширину определяет размер y = 8÷12 мм.
Расстояние на ведущем валу l1
= 49 мм,
Расстояние на ведомом валу l2
= 51 мм.
Примем окончательно l1
= l2
= 51 мм.
Глубина гнезда подшипника lГ
= 1,5В; для подшипника № 308 В = 23 мм, lГ
= 1,5 · 23 = 34,5 мм.
Толщина фланца Δ = d0
= 12 мм.
Высота головки болта 0,7 d0
= 0,7·12 = 8,4 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.
8. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал:
Ft
= 2653 H; Fr
= 978 H; Fa
= 420 H.
Реакции опор:
В плоскости XZ:
,
В плоскости YZ:
,
Проверка:
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 306:
d = 30 мм;
D = 72 мм;
В = 19 мм;
r = 2 мм;
С = 28,1 кН;
С0
= 14,6 кН.
Эквивалентная нагрузка:
где Pr
1
= 1452 H – радиальная нагрузка; осевая нагрузка Pa
= Fa
= 420 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kδ
= 1, KT
= 1.
Отношение  , этой величине соответствует e = 0,22.
Отношение  > e, x = 0,56, y = 1,99.
Расчетная долговечность, млн.об:
;
Расчетная долговечность, ч:
 ч.
Ведомый вал:
Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал.
Ft
= 2653 H; Fr
= 978 H; Fa
= 420 H, FB
= 2362 Н.
Составляющие этой нагрузки:
 Н.
Реакции опор:
В плоскости XZ –
Н,
Н.
Проверка:
В плоскости YZ –
Н,
Н.
Проверка:
Суммарные реакции:
Н,
Н.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники № 308 средней серии:
d = 40 мм;
D = 90 мм;
В = 23 мм;
r = 2,5 мм;
С = 41 кН;
С0
= 22,4 кН.
Отношение  , этой величине соответствует  .
Отношение  >
 Н.
Расчетная долговечность, млн.об:
Расчетная долговечность, ч:
ч.
9. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.
Материал шпонок – Ст45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
.
Ведущий вал:
<
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ20).
Ведомый вал:
<.
11. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями  . Прочность соблюдена при  .
Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. Ст45, термическая обработка – улучшение.
da
1
= 59,4 мм, σВ
= 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
 МПа.
Сечение А-А:
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
,
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:
.
При в = 25мм, b = 8мм, t1
= 4 мм:
 
 
принимаем    .
ГОСТ 16168–78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5  при 25·103
< ТБ
< 250·103
Нм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфт l = 50мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получили изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки  Нмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
 .
Результирующий коэффициент запаса прочности:
получился близким к коэффициенту запаса  . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными, и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, т.к. посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
Ведомый вал:
Материал вала – Ст45 нормализованная,  МПа.
Пределы выносливости  МПа и  МПа.
Сечение А-А:
Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:
Крутящий момент Т2
= 166,1·103
Н·мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
 Н·мм.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
 Н·мм.
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:
 Н·мм.
Момент сопротивления кручению (d = 45мм, b = 14мм, t1
= 5,5мм):
 
Момент сопротивления изгибу:
 
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
 
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение 
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Сечение К-К:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
Принимаем 
Изгибающий момент:  Нмм.
Осевой момент сопротивления:
мм3
.
Амплитуда нормальных напряжений:
МПа, 
Полярный момент сопротивления:
мм2
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
 МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:
Сечение Л-Л:
Концентрация напряжений обусловлена переходом от 40 мм к 35 мм при 
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.
Осевой момент сопротивления сечения:
мм3
.
Амплитуда нормальных напряжений  МПа.
Полярный момент сопротивления:
 мм3
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
 МПа.
Коэффициент запаса прочности:
 .
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:
Сечение Б-Б:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающий момент (положение X1
= 50мм):
 Нмм.
Момент сопротивления сечения нетто при b = 10мм, t1
= 5 мм:
 мм3
.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
 МПа.
Момент сопротивления кручению сечения нетто:
 мм3
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
 МПа.
Коэффициент запаса прочности:
 ,
 .
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
Сведем результаты проверки в таблицу
| Сечения
|
А-А
|
К-К
|
Л-Л
|
Б-Б
|
| Коэффициент запаса S
|
10,5
|
3,8
|
2,9
|
2,55
|
12. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3
масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм3
.
При контактных напряжениях  и скорости V = 1,2 м/с выбираем масло индустриальное И 30 А по ГОСТ 20799–75.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Список литературы
1. "Курсовое проектирование деталей машин" – Чернавский С.А. – М.: Машиностроение,1988.
2. "Руководство по курсовому проектированию деталей машин" – Блинов В.С – Магнитогорск, МГТУ, 2003.
|