Реферат Привід люлечно елеватора

Міністерство освіти і науки Російської Федерації

Магнітогорський державний технічний університет

їм. Г.І.Носова

 

Кафедра прикладної механіки і деталей машин


>Курсовой проект дисципліни "Деталі машин"

 

"Прихідлюлечного елеватора"


Вихідні дані

>Тяговая сила ланцюга F,кН – 2,8

Швидкість тягової ланцюга V, м/с – 1,2

Крок тягової ланцюга р, мм – 80

Кількість зубів зірочки – 9

>Допускаемое відхилення швидкості тягової ланцюга, % - 6

Термін служби приводу L>r, років – 5.


1. Вибір електродвигуна.Кинематический розрахунок приводу

>Определим споживану потужність приводу (потужність не вдома):

Вт.

>Определим загальний ККД приводу:

> =1·2·3·4,

>1 =перекл = 0,95;

>2 =ред =перекл·>подш2 = 0,98·0,982 = 0,96;

>3 =>соед.муфт = 0,98;

>4 =>подш.опор = 0,992 = 0,98;

> = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.

>Требуемая потужність електродвигуна:

Вт.

>Определим кутову швидкість валулюлечного елеватора:

>рад/с;

мм.

>Определим частоту обертання приводного валу робочої машини (число оборотів не вдома):


об./хв.

Загальне передатне число приводу:

 

Частота обертання валу електродвигуна (число оборотів на вході):

 об./хв.

Вибираємо електродвигунАИР112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 з потужністю4кВт і синхронної частотою обертання 1000 об./хв.

Номінальна частота обертання: об./хв.

 >рад/с.

Визначаємо фактичне передатне число приводу:

.

Оскільки за умовою завдання не задано передавальні числа, тоГОСТ2185–86 приймаємо:

Uред = 2,5,

Uперекл = .


>Определим частоту обертання і кутову швидкість валів редуктора

Вал А

n1 = n>дв = 949 об./хв

 >рад/с

Вал У

 об./хв

 >рад/с

Вал З

об./хв

 >рад/с

>Определим обертають моменти на валах приводу:

 >Н·мм;

Т1 = Т>дв

 >Н·мм.

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

 

Приймаємо для шестерні марку сталиСт45,улучшение; для зубчастого колесаСт45, поліпшення, термообробка.

 

>НВпорівн =0,5(НВ1 + >НВ2)

>НВпорівн = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубцювате колесо,

>НВпорівн = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестірня.

Визначаємодопускаемое контактне напруга колеса:

 >МПа;

Шестерні:

582МПа;

>Допускаемое контактне напруга:

 >МПа.

>Определиммежосевое відстань редуктора з умови контактної витривалості поверхонь зубів:

мм.

Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

мм,

мм.

Приймемо попередньо кут нахилу зубів = 100 і визначимо кількість зубів шестерні і зубчастого колеса:

, тоді

.

>Уточненное значення кута нахилу зубів:

,

> = 90.

Основні розміри шестерні і колеса:

>Диаметри ділильні:

мм;

мм.

Перевірка:

мм.

>Диаметри вершин зубів:

мм,

мм.

>Ширина колеса:

 

мм,

>Ширина шестерні:

 

мм.

>Определим коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

.

>Диаметри западин:

мм,

мм.

Окружна швидкість коліс і рівень точності передачі:

м/с – 9 ступінь точності.

Коефіцієнт навантаження:

.

Перевірка контактних напруг:

 >МПа.

 >МПа < ,

Умова міцності по контактним напругам виконується, матеріал зубчастих коліс підібрали вірно.

Визначаємо сили, які узацеплении:

Окружна сила:

 М.

>Радиальная сила:

 М.

>Осевая сила:

 М.

Перевіримо зуби на витривалість по напругам вигину:

, , .

У шестерні

,

У колеса

,

>Определимдопускаемое напруга:

=МПа,

, ,


.

Знаходимо ставлення для колеса:

 <

3. Попередній розрахунок валів редуктора. Вибір підшипників

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця

 

мм,

мм.

Для ведучого валу вибираємо кулькові радіальніоднорядние підшипники № 306 середньої серії по ГОСТ 8338–75:

>d = 30 мм;

D = 72 мм;

У = 19 мм;

>r = 2 мм;

З = 28,1кН;

З0 = 14,6кН.

Ведений вал:

Діаметр вихідного кінця валу


 мм,

 мм.

Для відомого валу вибираємо кулькові радіальніоднорядние підшипники № 308 середньої серії по ГОСТ 8338–75:

>d = 40 мм;

D = 90 мм;

У = 23 мм;

>r = 2,5 мм;

З = 41кН;

З0 = 22,4кН.

4. Конструктивні розміри шестерні і колеса

>Шестерню виконуємо впродовж одного ціле з валом. Її розміри визначено вище:

>d1 = 57 мм,da1 = 59 мм, b1 = 45 мм.

Колесо коване:d2 =143мм,da2 =145,5мм, b2 =40мм.

Діаметр маточини:dст = 1,6d>k2 = 1,6 · 45 = 72 мм,

Довжина маточини: lст = (1,21,5)d>к2 = 63 мм,

Товщина обода: мм,

Товщина диска З =0,3b2 = 0,3 · 40 = 12 мм.

5. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Товщина стінок корпуси та кришки:

 мм, приймаємо мм.

 мм, приймаємо мм.

Товщина фланців поясів корпуси та кришки:

мм;

мм.

Верхній пояс корпуси та пояс кришки:

мм, приймаємо р = 15 мм.

Діаметр болтів:

Фундаментальних - - приймаємо болти різьбленіМ16;

>Крепящих кришку до корпусу у підшипників - - приймаємо болти різьбленіМ8;

>Соединяющих кришку з корпусом - - приймаємо болти різьбленіМ10.

6. Розрахунок ланцюгової передачі

Т3 = Т2 = 166,1·103 Нм

>Uц = 3,8

 

 - провідна зірочка.

 - відома зірочка.

Приймаємо

Z3 = 23, Z4 = 89.

Тоді фактичне

Uц =

Розрахунковий коефіцієнт навантаження:

,

n3 = 99,89 об./хв, Р = 24МПа.

Крокоднорядной ланцюга:

 мм.

.

м/с.

Окружна сила:

М.

Перевіряємо тиск у шарнірі:

>МПа.

>МПа.

>Определим число ланок ланцюга:

.

>Определим діаметри ділильних окружностей зірочок:

мм,

мм.

>Определим діаметри зовнішніх окружностей зірочок:

мм,

мм.

Сили, які діють ланцюг:

Окружна F>tц = 2344 М,

Від відцентрових сил

М,

Від провисання

М.

Розрахункова навантаження вали:

М.

Перевіримо коефіцієнт запасу міцності ланцюга:

.

Це набагато більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу =7,5. Умова P.S> виконано.

Розміри провідною зірочки:

>Ступица зірочки - мм,

мм.

Товщина диска зірочки - мм.

Розміри відомою зірочки:

>dст = 1,6·25 = 40 мм,

lст = 38 мм.

7. Перший етап компонування редуктора

>Очерчиваем внутрішню стінку корпусу:

а) мм;

б) мм – зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу;

в) відстань між зовнішніми кільцями підшипника ведучого валу і внутрішньої стінкою корпусу мм.

Габарити підшипників вибираємо по діаметру валу на місці посадки підшипниківd>п1 = 30 ммd>п2 = 40 мм.

>Смазка підшипників:

Приймаємо для підшипників пластичний мастильний матеріал.

>Мазеудерживающие кільця – їх ширину визначає розмір y =812 мм.

Відстань на провідному валу l1 = 49 мм,

Відстань на відомому валу l2 = 51 мм.

Приймемо остаточно l1 = l2 = 51 мм.

Глибина гнізда підшипника lР =1,5В; для підшипника № 308 У = 23 мм, lР = 1,5 · 23 = 34,5 мм.

Товщинафланца =d0 = 12 мм.

Висота голівки болта 0,7d0 = 0,7·12 = 8,4 мм.

Встановлюємо зазор між голівкою болта і торцем з'єднувального пальця ланцюзі у 10 мм.Длину пальця l приймемо п'ять мм більше крокуt. Отже, l =t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.

8. Перевірка довговічності підшипника

Ведучий вал:

F>t = 2653 H; F>r = 978 H; Fa = 420 H.

Реакції опор:

У площиніXZ:

,

У площиніYZ:

,

Перевірка:


Сумарні реакції:

>Подбираем підшипники з більш навантаженої опорі 1.

>Намечаем радіальні кулькові підшипники № 306:

>d = 30 мм;

D = 72 мм;

У = 19 мм;

>r = 2 мм;

З = 28,1кН;

З0 = 14,6кН.

>Эквивалентная навантаження:

деP>r1 = 1452 H – радіальна навантаження; осьова навантаженняPa = Fa = 420 H; V = 1 (обертається внутрішнє кільце), коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів K> = 1, KT = 1.

Ставлення , цієї величини відповідає e = 0,22.

Ставлення > e, x = 0,56, y = 1,99.


Розрахункова довговічність,млн.об:

;

Розрахункова довговічність, год:

 год.

Ведений вал:

>Несет таку ж навантаження, як та головний вал.

F>t = 2653 H; F>r = 978 H; Fa = 420 H, FB = 2362 М.

Складові цього тягаря:

М.

Реакції опор:

У площиніXZ –

М,

М.

Перевірка:

У площиніYZ –


М,

М.

Перевірка:

Сумарні реакції:

М,

М.

Вибираємо підшипники з більш навантаженої опорі 4.

>Шариковие радіальні підшипники № 308 середньої серії:

>d = 40 мм;

D = 90 мм;

У = 23 мм;

>r = 2,5 мм;

З = 41кН;

З0 = 22,4кН.

Ставлення , цієї величини відповідає .

Ставлення >

М.

Розрахункова довговічність,млн.об:


Розрахункова довговічність, год:

 год.

 

9. Другий етап компонування редуктора

Другий етап компонування має своєю метою конструктивно оформити зубчасті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли і дані для перевірки міцності валів та інших деталей.

10. Перевірка міцностішпоночних сполук

>Шпонки призматичні зі округленими торцями. Розміри перетинівшпонок і пазів і довжинишпонок – по ГОСТ 23360–78.

Матеріалшпонок –Ст45 унормоване.

Напругасмятия і умова міцності:

.

Ведучий вал:

<

(матеріалполумуфтМУВП – чавун маркиСЧ20).

Ведений вал:

<.

11. Уточнений розрахунок валів

Приймемо, що нормальні напруги від вигину змінюються по симетричному циклу, акасательние від крутіння – по пульсуючому.

Уточнений розрахунок у визначенні коефіцієнтів запасу міцності P.S для небезпечних перетинів і порівнянні його з необхідними (>допускаемими) значеннями . Міцність дотримана при .

Будемо проводити розрахунок для може бути небезпечних перетинів кожного з валів.

Ведучий вал:

Матеріал валу хоча б, що у шестерні (шестірня виконано разом із валом), тобто.Ст45, термічна обробка – поліпшення.

>da1 = 59,4 мм,У = 780МПа.

Межа витривалості за симетричного циклі вигину:

>МПа.

Межа витривалості за симетричного циклі дотичних напруг:

>МПа.

>СечениеА-А:


Це перетин під час передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на крутіння.Концентрацию напруг викликає наявністьшпоночной канавки.

Коефіцієнт запасу міцності:

 

,

де амплітуда та середнє напруга від нульового циклу:

.

Приd =25мм, b =8мм,t1 = 4 мм:

приймаємо .

ГОСТ 16168–78 зазначає, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття радіальної консольної навантаження, доданої у середині посадочної частини валу. Розмір цього тягаря дляодноступенчатих зубчастих редукторів на швидкохідному валу мусить бути 2,5 при 25·103 < ТБ < 250·103 Нм.

Прийнявши у ведучого валу довжину посадкової частини під муфту, рівної довжиніполумуфт l =50мм (муфта УВП для валів діаметром 30 мм), отрималиизгибающий той час усеченииА-А від консольної навантаженняНмм.

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам:

.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

вийшов близькими до коефіцієнта запасу . Це незначне розбіжність свідчить у тому, що консольні ділянки валів, розраховані покрутящему моменту й погоджені зрасточками стандартнихполумуфт, виявляються міцними, І що облік консольної навантаження не вносить докорінних змін. Фактичне розбіжність буде ще менша,т.к. посадкова частина валу зазвичай буває коротше, ніж довжинаполумуфти, що зменшує значенняизгибающего моменту і нормальних напруг.

Такий великий коефіцієнт запасу міцності пояснюється лише тим, що діаметр валу збільшили при конструюванні для сполуки його стандартної муфтою з валом електродвигуна.

З тієї ж причини перевіряти міцність в перетинахБ-Б іВ-В не потрібно.

Ведений вал:

Матеріал валу –Ст45 унормоване,МПа.

Межі витривалостіМПа іМПа.

>СечениеА-А:

Діаметр валу у томусечении 45 мм. Концентрація напруг обумовлена наявністюшпоночной канавки:

>Крутящий момент Т2 = 166,1·103Н·мм.

>Изгибающий той час у горизонтальній площині:

>Н·мм.

>Изгибающий той час у вертикальної площині:

>Н·мм.

Сумарнийизгибающий той час усеченииА-А:

>Н·мм.

Момент опорукручению (>d =45мм, b =14мм,t1 =5,5мм):

 

Момент опору вигину:


Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напруг:

Амплітуда нормальних напруг вигину:

 

Середнє напруга

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам:

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам:

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізуА-А:

>СечениеК-К:

Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованимнатягом

Приймаємо

>Изгибающий момент:Нмм.

>Осевой момент опору:

 

мм3.

Амплітуда нормальних напруг:

>МПа,

Полярний момент опору:

мм2.

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напруг:

>МПа.

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам:


Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам:

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізуК-К:

>СечениеЛ-Л:

Концентрація напруг обумовлена переходом від 40 мм до 35 мм при

Внутрішні силові чинники самі, що у перерізуК-К.

>Осевой момент опору перерізу:

мм3.

Амплітуда нормальних напругМПа.

Полярний момент опору:

мм3.

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напруг:

>МПа.

Коефіцієнт запасу міцності:

.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізуЛ-Л:

>СечениеБ-Б:

Концентрація напруг обумовлена наявністюшпоночной канавки.

>Изгибающий момент (становище X1 =50мм):

>Нмм.

Момент опору перерізу нетто при b =10мм,t1 = 5 мм:


мм3.

Амплітуда нормальних напруг вигину:

>МПа.

Момент опорукручению перерізу нетто:

мм3.

Амплітуда та середнє напруга циклу дотичних напруг:

 >МПа.

Коефіцієнт запасу міцності:

,

.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізуБ-Б:


>Сведем результати перевірки у таблицю

>Сечения >А-А >К-К >Л-Л >Б-Б
Коефіцієнт запасу P.S 10,5 3,8 2,9 2,55

 

12. Вибір сорти олії

>Смазивание зубчастого зачеплення виробляєтьсяокунанием зубчастого колеса в олію, що заливається всередину корпусу рівня, забезпечує занурення колеса приблизно за 10 мм. Обсяг олійною ванни визначаємо з розрахунку 0,25 дм3 олії на 1кВт переданої потужності: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм3.

При контактних напругах і швидкості V = 1,2 м/с вибираємо олію індустріальне І 30 По ГОСТ 20799–75.

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріаломУТ–1, періодично поповнюємо його шприцом черезпресс-масленки.


Список літератури

 

1. ">Курсовое проектування деталей машин" – Чернавський С.А. – М.:Машиностроение,1988.

2. "Посібник із курсовому проектування деталей машин" – Блінов В.С –Магнитогорск, МДТУ, 2003.


Схожі реферати:

Навігація