Реферат Привід елеватора

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Московський Державний Технічний Університет

їм.Н.Э. Баумана

Калузький філія

Факультет:Конструкторско-механический (КМК)

Кафедра: «Деталей машин і підйомно-транспортного устаткування»К3-КФ

>Расчетно-пояснительная записка

до курсовому проекту

з дисципліни: Деталі машин

на задану тему: Прихід елеватора

варіант: 13.08

ДМ. 13.08.00.00. ПЗ

________________________________

Калуга 2005 р.


Зміст

1. Технічне завдання

2.Кинематическая схема механізму

3. Вибір електродвигуна

4. Визначення потужності,крутящего моменту і частоти обертання кожному за валу

5. Проектний і перевірочний розрахунок конічній передачі редуктора

6. Визначення діаметрів валів

7. Вибір і перевірка підшипниківкачения по динамічноїгрузоподъемности.

8.Проверочний розрахунок тихохідного валу (найбільш навантаженого)

9. Вибір і розрахунокшпоночних сполук.

10. Розрахунок ланцюгової передачі

11. Вибір муфт

12. Вибір посадок зубчастих коліс, підшипників, зірочок

13. Вибір мастильного матеріалу і способу змащування зубчастихзацеплений і підшипників

Література


1. Технічне завдання

 

2.Кинематическая схема приводу елеватора

 

1.Электродвигатель

2.Муфта пружна

3.Редуктор

4. Ланцюгова передача

5. Барабан

6.Останов

7.Рама

I. Вал швидкохідний

II. Вал тихохідний

III. Вал приводний

Z1 – колесо швидкохідне

Z2 – колесотихоходное


3. Вибір електродвигуна

 

1. Загальний коефіцієнт корисної дії:

;

nм=0,98 – ККД муфти;

nред=0,96 – ККД редуктора;

п>ц.п.=0,93 – ККД ланцюгової передачі;

n>подш=0,99 – ККД опори валу

2. Потужність електродвигуна:

де Р>ел – попередня потужністье/д, [кВт];

Р>вих – потужність не вдома, [кВт];

де F>t = 2750 М – окружне зусилля на барабані;

v = 2,5 м/с – швидкість стрічкитранспортера;

По таблиці визначаємо, що Р>ел =11кВт.

3. Частота обертання приводного валу:

,

де n3 – частота обертання приводного валу [хв-1];

Dб = 375 мм – діаметр барабана;

Розглянемо можливі варіанти передатних чисел редуктора

 – загальне передатне число;

 ,

Приймаємо ;

;

де - передатне число ланцюгової передачі;

 - передатне число редуктора;

Скористаємося [1], де за таблиці 24.8 вибираємо електродвигун4A132М4, який має такі параметри:

Р>е.д. = 11 кВт, n>е.д.= 1460 хв-1.

4. Визначення потужності,крутящего моменту і частоти обертання кожного валу приводу

>Определим потужності: ;

;

;

де – потужність на валах редуктора, швидкохідного, тихохідного валів і приводного валу, – коефіцієнти корисної дії муфти, редуктора, ланцюгової передачі й опор відповідно.

>Определим частоту обертання: ;

;

;

де – частота обертання на валах редуктора, швидкохідного, тихохідного валів іприводном валі.

>Определимкрутящие моменти: ;

;

;

де –крутящие моменти на валах редуктора швидкохідного, тихохідного і приводного валів.

Результати розрахунківзанесем в таблицю 1.

Таблиця 1.

Вал

Потужність

Частота обертання

>Крутящий момент

1 10,78 1460 70,5
2 10,35 365 270,8
3 9,53 127 716,625
 

5. Проектний і перевірочний розрахунок конічній передачі редуктора

Матеріал колеса і шестерні – сталь40Х. Отже, враховуючи, що термообробка зубчастих коліс і шестерні – поліпшення, маємо:

для шестерні: ;

для колеса: ;

де – межа плинності матеріалу.

>Определим середню твердість зубів шестерні і колеса:

;

де – твердість робочої поверхні зубів.

>Определим коефіцієнти приведення на контактну витривалість іизгибную витривалість за таблицею 4.1., враховуючи режим роботи №3: ; .

>Определим число циклів зміни напруг.

>Числа циклів зміни напруг відповідають тривалого межі витривалості. За графіком 4.3. визначаємо числа циклів на контактну іизгибную витривалість відповідно:

, , .

>Найдем ресурс передачі, тобто. сумарне час:

,

де – термін їхньої служби передачі, роки; – коефіцієнт використання передачі у протягом року; – коефіцієнт використання передачі у протягом двох діб.

>Определим сумарна кількість циклів зміни напруг для шестерні і колеса відповідно:

,

,

де – ресурс передачі; і – частота обертання шестерні і колеса відповідно; = = 1 – число входжень в зачеплення зубів шестерні чи колеса відповідно за його оборот.

>Определим еквівалентну число циклів зміни напруг для розрахунку на контактну витривалість:

,

,

де – коефіцієнти приведення на контактну витривалість; – сумарна кількість циклів зміни напруг для шестерні чи колеса.

Оскільки , то приймаємо і

, то .

>Определим еквівалентну число циклів зміни напруг для розрахунку наизгибную витривалість:

,

,

де – коефіцієнти приведення наизгибную витривалість; – сумарна кількість циклів зміни напруг для шестерні чи колеса.

Оскільки , то приймаємо .

>Определим допущені напруги для розрахунків на витривалість. По таблиці 4.3 знаходимо

для шестерні:

,

,

для зубчастого колеса:

,,

, ,

що й – тривалий межа контактної витривалості і коефіцієнт безпеки; і – тривалий межаизгибной витривалості і коефіцієнт безпеки; – середня твердість зубів шестерні чи колеса.

>Определим граничні допущені контактні іизгибние напруги:

,

де – межа плинності матеріалу колеса чи шестерні.

Перевіримо передачу на контактну витривалість:

, , , .

Приймаємодопускаемое контактне напруга як менше значення:

.

>Определим коефіцієнти навантаження на контактну іизгибную витривалість по формулам:

 і ,

що й – коефіцієнти концентрації навантаження по ширині зубчастого віденця; і – коефіцієнти динамічної навантаження (враховують внутрішню динаміку передачі).

Відносна ширина зубчастого віденця перебувають розслідування щодо формулі

,

де =4 – передатне число редуктора.

По таблиці 5.2. і 5.3, схеми 2 розташування зубчастих коліс щодо опор та варіанта співвідношення термічних обробок “a” знаходимо ,

Тоді

Значення визначаються по табл. 5.6 відомою окружної швидкості:

,

де = 1460 м/с – частота обертання швидкохідного валу,

=270,8 – крутний момент на валу,

=4 – передатне число редуктора,

коефіцієнт визначається по табл. 5.4 залежно від виду передачі.

Приймаємо 8-му ступінь точності виготовлення передачі знаходимо, що

 і .

Тепер знаходимо значення коефіцієнтів навантаження

>Определим попереднє значення діаметра зовнішньоїделительной окружності колесаde2:

,

де – коефіцієнт виду конічних коліс

З стандартного низки вибираємо по ГОСТ 12289-66 найближче стандартне значення діаметра зовнішньоїделительной окружності

Визначаємо попереднє значення діаметра зовнішньоїделительной окружності шестерніd'>е1:

>Вичислим число зубів шестерні Z1, враховуючи, що мінімальне число зубів передачі :

За графіком знаходимо Z'1 = 12, враховуючи таблицю .

Приймаємо Z1 = 19

>Вичислим число зубів колеса Z2:

.

>Найдем остаточне значення передатного числа:

Визначаємо кути ділильних конусів:

>2 =arctg(U) =arctg (4) = 75,964°

>1 = 90 -arctg(U) = 90 -arctg (4) = 14,036°

Визначаємо зовнішній окружної модульmte:

Визначаємо зовнішнєконусное відстань Re:

>Вичисляем робочу ширину зубчастого колеса b:

.

Приймаємо b =37мм.

Визначаємо коефіцієнт усунення інструмента Xn:

По таблиці 7.5. для шестерні Xn1 = 0.305, для колеса Xn2 = - 0.305.

Перевіримо зуби коліс наизгибную витривалість. Для колеса одержимо:

де YF2 = 3.63 – коефіцієнт враховує форму зубів колеса. Визначається по табл. 6.2, при коефіцієнті усунення Xn2 = - 0.305 ібиеквивалентним числі зубів .

 - коефіцієнт виду конічних коліс. Визначається за такою формулою

>Сравниваем отримане значення напруженості іздопускаемим напругою при розрахунку на вигин зубів:

колеса:

.

шестерні:

,

що й – коефіцієнти, враховують форму зуба, визначаються по табл. 6.2 літ. 1.

Порівняємо отримане значення напруженості іздопускаемим напругою при розрахунку на вигин зубів шестерні:

.

Визначаємо остаточне значення діаметра зовнішньоїделительной окружності:

Визначаємо зовнішні діаметри вершин зубів:

шестерні

колеса

Визначаємо середній нормальний модуль:

Виконаємо перевірку можливості забезпечення прийнятих механічних характеристик при даної термічній обробці заготівлі (термічне поліпшення).

Для колеса:

, – вірно,

тут – найбільший розмір перерізу заготівлі. Для шестерні: , – вірно, де – найбільший розмір перерізу заготівлі.

>Определим сили, які діють вали зубчастих коліс.

>Окружную силу на середньому знаходимо за такою формулою:

,

де .

>Осевая сила на шестірні:

,

де

>Радиальная сила на шестірні:

,

де

>Осевая сила на колесі:

М

>Радиальная сила на колесі:

М

6. Визначення діаметрів валів

>Диаметри різних ділянок валів редуктора визначимо по формулам:

А) для тихохідного валу

>Определим діаметр тихохідного валу:

. Приймаємо

Для знайденого діаметра валу вибираємо значення: – приблизна висотабуртика, – максимальний радіус фаски підшипника, – розмірфасок валу.

>Определим діаметр посадочної поверхні підшипника:

. Приймаємо

>Рассчитаем діаметрбуртика для упора підшипника:

. Приймаємо

Б) для швидкохідного валу

>Определим діаметр швидкохідного валу шестерні:

. Приймаємо

Для знайденого діаметра валу вибираємо значення: – приблизна висотабуртика, – максимальний радіус фаски підшипника, – розмірфасок валу.

>Определим діаметр посадкової поверхні підшипника:

. Приймаємо

>Рассчитаем діаметрбуртика для упора підшипника:

. Приймаємо

7. Вибір і перевірка підшипниківкачения по динамічноїгрузоподъемности

I. Для швидкохідного валу редуктора виберемороликоподшипники конічніоднорядние середньої серії . Він маємо: – діаметр внутрішнього кільця, – діаметр зовнішнього кільця, – ширина підшипника, – динамічнагрузоподъемность, – статичнагрузоподъемность, – гранична частота обертання при рідкої мастилі. На підшипник діють: – осьова сила, – радіальна сила. Частота оборотів .Требуемий ресурс роботи , , при Fa/>VF>r > e.

>Найдем: – коефіцієнт безпеки (табл. 1 літ. 2); – температурний коефіцієнт (стор. 12 літ. 2); – коефіцієнт обертання (стор. 10 літ. 2).

Визначаємо радіальні сили які у підшипниках:

Визначаємо мінімальні осьові навантаження для підшипників:

Визначаємо осьові реакції в опорах:

Приймаємо, що F>а1 = P.S1 = 98,5 М, тоді з умови рівноваги , що більше, ніж P.S2. Отже, сили знайдено правильно.

Визначаємо еквівалентну навантаження для 1ой опори: . Отже, X = 1, Y = 0.

Звідси

Визначаємо еквівалентну навантаження для 2ой опори:

Визначаємо значення коефіцієнта радіальної динамічної навантаження і коефіцієнта осьової динамічної навантаження .

Визначаємо еквівалентну радіальну динамічну навантаження .

>Рассчитаем ресурс прийнятих підшипників, (розрахунок виконується по 2ой більш навантаженої опорі): , чи , що відповідає вимогам.

II. Для тихохідного валу редуктора виберемороликоподшипники конічніоднорядние середньої серії . Він маємо: – діаметр внутрішнього кільця, – діаметр зовнішнього кільця, – ширина підшипника, – динамічнагрузоподъемность, – статичнагрузоподъемность, – гранична частота обертання при пластичній мастилі. На підшипник діють: – осьова сила, – радіальна сила. Частота оборотів .Требуемий ресурс роботи ,, Y = 1,94 при Fa/>VF>r > e.

>Найдем: – коефіцієнт безпеки; – температурний коефіцієнт; – коефіцієнт обертання.

Визначаємо радіальні сили які у підшипниках:

Визначаємо мінімальні осьові навантаження для підшипників:

Визначаємо осьові реакції в опорах:

Приймаємо, що F>а1 = P.S1 = 158,5 М, тоді з умови рівноваги , що більше, ніж P.S2. Отже, сили знайдено правильно.

Визначаємо еквівалентну навантаження для 1ой опори: . Отже, X = 1, Y = 0.

Звідси

Визначаємо еквівалентну навантаження для 2ой опори:

Визначаємо значення коефіцієнта радіальної динамічної навантаження і коефіцієнта осьової динамічної навантаження .

Визначаємо еквівалентну радіальну динамічну навантаження .

>Рассчитаем ресурс прийнятих підшипників, (розрахунок виконується по 2ой більш навантаженої опорі): , чи , що відповідає вимогам.

8.Проверочний розрахунок тихохідного валу (найбільш навантаженого)

З

 

A

 

B

 
Дійові сили:


 – окружна,

 – осьова,

 – радіальна,

 – крутний момент.

,

,

,

.


>Изгибающие моменти в небезпечномусечении:

від ,

від ,

від ,

Сумарнийизгибающий момент буде обчислюватись за такою формулою

>Расчет виробляємо у вигляді перевірки коефіцієнта запасу міцності , значення можна взяти . У цьому мало виконуватися умова, що , де –расчетний коефіцієнт запасу міцності, і – коефіцієнти запасу по нормальним і дотичним напругам, які визначимо нижче.

>Определим механічні характеристики матеріалу валу (Сталь 45) по табл. 10.2 літ. [1]: – тимчасове опір (межа міцності при розтягненні); і – межі витривалості гладких зразків за симетричного циклі вигину ікручении; – коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу напруг.

>Определим ставлення наступних величин (табл. 10.3 і 10.6 літ. [1]): , , що й – ефективні коефіцієнти концентрації напруг, – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу. У табл. 10.4 літ. [1] знайдемо значення коефіцієнта впливу шерехатості й по табл. 10.5 літ. [1] коефіцієнт впливу поверхового зміцнення .

>Вичислим значення коефіцієнтів концентрації напруг й у даного перерізу валу: , .

>Определим межі витривалості валу в аналізованомусечении: , .

>Рассчитаем осьової і полярний моменти опору перерізу валу: , де –расчетний діаметр валу.

>Вичислимизгибное і дотичне напруження як у небезпечномусечении по формулам: , .

>Определим коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам: .

Для перебування коефіцієнта запасу міцності по дотичним напругам визначимо такі величини. Коефіцієнт впливу асиметрії циклу напруг для даного перерізу . Середнє напруга циклу .Вичислим коефіцієнт запасу .

>Найдемрасчетное значення коефіцієнта запасу міці й порівняємо його здопускаемим: – умова виконується.

 

9. Вибір і розрахунокшпоночних сполук

У цьому редукторішпоночние сполуки виконані з допомогою призматичнихшпонок. Поєднання з цимишпонками напружене, вона вимагає виготовлення валу з великою точністю. Момент передається з валу маточин вузькими бічними гранями шпонки. У цьому виникає напруга перерізудив, а подовжньомусечении шпонки напруга зрізу.

У стандартнихшпонок розміри b і hподобранни отже навантаження сполуки обмежують не напруга зрізу, а напругасмятия. Тому розрахунокшпонок проведемо на напругасмятия.

1). Поєднання швидкохідного валу з муфтою.

Маємо:

– крутний момент на валу,

 – діаметр валу,

 – довжина шпонки,

 – ширина шпонки,

 – висота шпонки,

 – глибина паза валу,

 – робоча довжина шпонки,

 –допускаемое напруга насмятие матеріалу шпонки.

Умова міцності: ,

 – вірно.

2). Поєднання тихохідного валу з зубцюватим колесом.

– крутний момент на валу,

 – діаметр валу,

 – довжина шпонки,

 – її ширина,

 – висота шпонки,

 – глибина паза валу,

 – робоча довжина шпонки,

 –допускаемое напруга насмятие матеріалу шпонки.

Умова міцності: ,

 – вірно.

3). Поєднання тихохідного валу зі зірочкою.

Маємо:

– крутний момент на валу,

 – діаметр валу,

 – довжина шпонки,

 – її ширина,

 – висота шпонки,

 – глибина паза валу,

 – робоча довжина шпонки,

 –допускаемое напруга насмятие матеріалу шпонки.

Умова міцності: ,

 – вірно.

10. Розрахунок ланцюгової передачі

 – крутний момент на валу

 - часта обертання провідною зірочки;

>U=2,875 – передатне число ланцюгової передачі.

Прихід працює у одну зміну; очікуваний нахил передачі до обрію близько 500.

1.Назначимодноряднуюроликовую ланцюг типу ПР.

2. Попереднє значення кроку дляоднорядной ланцюга

Найближче значення крокуоднорядной ланцюга за стандартом:P=31,75 мм ;

>А=262 мм2 - площа проекції опорною поверхні шарніра ланцюга.

3. Кількість зубів провідною зірочки

Знайдемо рекомендований число зубівz1 залежно від передатного числа:

Приймаємо

>4.Определим тиск у шарнірі

добуд=1,2 – навантаження без ударів і поштовхів;

до>Q=1 – оптимальнемежосевое відстань;

дозв=1 – нахил передачі менш 600;

до>рег=1,25 – передача з натягом ланцюга;

до>смаз=1,5 – змащення ланцюга нерегулярне;

дореж=1 – робота у одну зміну;

Окружна сила передана ланцюгом

Тиск в шарніріоднорядной ланцюга

Для подальших розрахунків приймаємодвухрядную ланцюг2ПР-25,4-11340.

5. Кількість зубів відомою зірочки

>z2=>U·z1=2,875·23=66,125. Приймаємоz2=66.

6. Частота обертання відомою зірочки:

7.Делительний діаметр провідною зірочки:

8. Діаметр окружності виступів провідною зірочки:

9.Делительний діаметр відомою зірочки:

10. Діаметр окружності виступів відомою зірочки:

11. Діаметр обода провідною зірочки (найбільший)

12. Діаметр обода відомою зірочки (найбільший)

Приймаємо

13.Ширина зуба зірочки

14.Ширина віденця зуба зірочки

15.Межосевое відстань

мм.

16.Потребное число ланок ланцюга

Приймаємо

17. Уточненнямежосевого відстані

Отримане значення зменшуємо на:

Остаточне значеннямежосевого відстані:

18. Навантаження на вали зірочок:

11. Вибір муфт

Для передачікрутящего моменту від валу електродвигуна добистроходному валу та профілактики перекосу валу вибираємо муфту. Найбільш підходить комбінована муфта що складається з звичайною зубчастою і муфти зразрушающимися

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація