Привод к скребковому конвейеру

11.cdw

Термообработка - улучшение 269 302 НВ
Необозначенные предельные отклонения размеров:
отверстия - по Н14; валы - по Н14; остальные
Число зубьев звездочки z=76
Шаг грузовой цепи p=38
Сталь 40Х ГОСТ4543-71

6.cdw

Термообработка - улучшение 269 302 НВ
Необозначенные предельные отклонения размеров:
отверстия - по Н14; валы - по Н14; остальные
Делительный угол подъема
Направление линии витка

10.cdw

5.cdw

Частота вращения выходного вала n=142
Момент на выходном валу Т=80 кНм
Общее передаточное число привода U=95
Электродвигатель 4АМ80В2У3
номинальная мощьность Р
номинальная частота n
Параметры центровки вала электродвигателя и входного вала редуктора:
радиальное смещение валов не более 0
перекос валов не более 3
осевое смещение валов не более 2 мм
Привод к междуэтажному
Техническая характеристика
Технические требования

9.cdw

8.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Степень точности по ГОСТ 3675-81
Межосевое расстояние
Делительный диаметр
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного
Обозначение чертежа сопряженного
Радиусы скруглений 2
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстия Н14; валы Н14; остальные

7.cdw

Твердрсть 260 285 НВ
Необозначенные предельные отклонения размеров:
отверстия - по Н14; валы - по Н14; остальные

дм записка.docx

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
Государственное общеобразовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Тульский государственный университет»
Кафедра «Проектирование механизмов и деталей машин»
Привод к междуэтажному подъемнику
Пояснительная записка
по дисциплине «Детали машин»
Руководитель доц. к.т.н. Судаков С.П.
Кинематический расчет привода .6
1 Подбор электродвигателя для привода ..6
2 Расчет значений крутящих моментов на всех валах привода . .7
3 Расчет частот вращения валов привода . ..7
Эскизное проектирование зубчатого редуктора ..8
1 Проектирование зубчатой передачи 8
2 Расчет закрытой конической зубчатой передачи .. .9
3Проектирование валов редуктора 12
Проектирование открытой зубчатой передачи .13
Подбор соединительной муфты .16
Проверочный расчет валов редуктора . ..17
1 Разработка расчетных схем 17
2 Расчет реакций в опорах . 19
3 Построение эпюр моментов валов . .20
4 Проверочный расчет подшипников на динамическую грузоподъемность .22
5 Проверка валов в опасных сечениях на усталостную выносливость .23
6Проверка прочности шпоночных соединений ..26
Расчет приводного вала ..28
Проектирование корпуса редуктора .. 28
1Конструктивные размеры корпуса редуктора 28
2 Выбор сорта масла .. 29
Список использованной литературы ..31
В данном курсовом проекте рассматривается привод к междуэтажному подъемнику. Данный привод состоит из следующих деталей: цепная передача грузовая цепь червячный редуктор упругая втулочно-пальцевая муфта двигатель натяжное устройство.
Цепная передача используется для передачи вращения и нагрузки между параллельными валами редуктора и привода путем зацеплений роликов установленных на шарнирах цепи за зубья ведущей и ведомой звездочек. По сравнению с ременными передачами цепные имеют большую нагрузочную способность и постоянное среднее передаточное отношение. К недостаткам цепных передач можно отнести износ шарниров в цепи непостоянство мгновенного передаточного отношения необходимость смазывания и регулирования натяжения цепи.
Редукторы служат для понижения частоты вращения выходного вала. В курсовом проекте используется редуктор и нижним расположением червяка. Червяк нарезан на входном валу на котором с натягом посажены подшипники. На выходном валу установлены с помощью шпонки червячное колесо и роликовые радиально-упорные конические подшипники по схеме враспор. Вал в сборе с червячным колесом и подшипниками вставлен в корпус.
Корпус редуктора имеет разъем по оси выходного вала благодаря чему возможна установка этого вала с заранее посаженным на него червячным колесом и радиально-упорными коническими подшипниками.
Цель курсового проектирования:
Систематизировать закрепить и расширить теоретические знания а также развить расчетно-графические навыки.
Ознакомление с конструкциями типовых деталей и узлов и наработка навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам.
В данном курсовом проекте дается анализ назначения и условий в которых находится каждая проектируемая деталь и наиболее рациональное конструктивное решение с учетом технологических монтажных эксплуатационных и экономических требований; производятся кинематические расчеты определяются силы действующие на звенья узла производятся расчеты конструкций на прочность решаются вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей продумывается процесс сборки и разборки отдельных узлов и машины в целом.
Кинематический расчет привода
1 Подбор электродвигателя для привода
Требуемая мощность двигателя:
Где – КПД муфты 098;
– КПД пары подшипников 099;
– КПД червячной передачи 08;
– КПД цепной передачи 094;
Определим оптимальное передаточное отношение привода:
Подходит двигатель с номинальной частотой вращения nном = 2850 обмин из таблицы выбираем электродвигатель 4АМ80В2У3 с номинальной мощностью Pрм= 22 кВт.
2 Расчет значений крутящих моментов на всех валах привода
Крутящий момент на приводном валу:
Крутящий момент на выходном валу:
Крутящий момент на входном валу:
Крутящий момент двигателя:
3 Расчет частот вращения валов привода
Частота вращения вала двигателя:
Частота вращения входного вала:
Частота вращения выходного вала:
Частота вращения вала рабочей машины:
Эскизное проектирование зубчатого редуктора
1 Проектирование зубчатой передачи
1.1Выбор материала для зубчатой передачи
Определяем марку стали: для шестерни – 40ХНМ твердость ≥ 50 HRCэ1; для колеса – чугун СЧ-15
Механические характеристики стали 40ХНМ: для шестерни твердость 48 53 HRCэ1 термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.
Выбор материала венца червячного колеса связан со скоростью скольжения Vs ;
1.2Определение допускаемых контактных напряжений.
Все прочностные расчеты ведут по колесу как более слабому звену.
Допускаемые контактные напряжения:
1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
Допускаемые напряжения для проверки на прочность передачи при действии кратковременной максимальной нагрузки;
2 Проектировочный расчет на контактную выносливость.
2.1 Проектный расчет.
Масса редуктора: m = 015 80 = 12 кг
Предполагаемый диапазон aw = 90 110 мм
Межосевое расстояние:
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба 1;
Принимаем равным 100 мм.
Число витков червяка Z1 выбирают в зависимости от передаточного числа U;
Число зубьев колеса :
Условие подрезания выполняется :
Предварительное значение модуля передачи:
Коэффициент диаметра червяка:
Полученные значения округляем до стандартных:
Фактическое передаточное число:
Данное значение совпадает с исходным.
Определяем основные размеры червяка и червячного колеса.
Делительный диаметр:
Диаметр окружности вершин зубьев:
Диаметр окружности впадин зубьев:
Длинна нарезанной части червяка:
Диаметр червячного колеса наибольший :
Ширина червячного колеса:
Угол подъема линии витка червяка выбираем равным 1119.
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:
2.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
Условие прочности по изгибу выполняется.
Проверочный расчет на контактную выносливость.
Условие выносливости выполняется.
Данный расчет необходим в связи с пониженным по сравнению с зубчатыми передачами коэффициентом полезного действия.
Определяем рабочую температуру масла и сравниваем с допускаемой:
Поверхность теплоотдачи корпуса редуктора:
Дополнительные меры по отводу тепла не требуются.
3 Проектирование валов редуктора
3.1 Проектный расчет валов
Наименьший диаметр вала определяется по формуле:
Где М=T – крутящий момент на валу.
Увеличиваем размер вала до стандартного =16 мм;
Под подшипник выбираем диаметр вала: ;
Под колесо выбираем диаметр вала: .
Под шестерню выбираем диаметр вала: .
3.2 Предварительный выбор подшипников
Для входного вала в соответствии с диаметром выбираем подшипник роликовый конический однорядный средней серии обозначение – 7304; для выходного вала подшипник роликовый конический однорядный средней серии обозначение – 7308.
Основные параметры ступеней валов и подшипников заносим в таблицу 1.
Динами ческая грузоподъ-емность
Статическая грузоподъ-емность
Проектирование открытой цепной передачи
Определяем числа зубьев звездочек:
Максимальное число зубьев ведущей звездочки находим по эмперической формуле:
Поскольку заданная частота вращения ближе к низкой принимаем . Тогда:
Определим фактическое передаточное число и сравним с заданным:
Задаемся шагом цепи t с учетом частоты вращения малой звездочки:
Намечаем межосевое расстояние а:
Определяем длину цепи:
Принимаем целое число 128.
Уточняем межосевое расстояние:
Для обеспечения необходимого провисания холостой ветви цепи значение а надо уменьшить т.е. принять фактическое а равным:
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
Вычисляем среднюю окружную скорость цепи:
Определяем полезную нагрузку равную окружной силе:
Определяем натяжение от силы тяжести и центробежную силу:
Принимаем коэффициент =3 при угле наклона к горизонту
Вычисляем натяжение ведущей и ведомой ветвей цепи:
Проверяем выбранную цепь на прочность по условию:
Цепь удовлетворяет условию прочности.
Проверяем цепь на износостойкость по условию:
укладывается в допустимые пределы 2 3
Цепь удовлетворяет условию износостойкости.
Определяем нагрузку на вал от цепной передачи:
Подбор соединительной муфты
Выбираем фланцевую муфту 5-16-1-16-1 ГОСТ 20761-80
Фланцевые (поперечно-свертные) муфты являются основным видом жестких нерасцепляемых муфт.
Полумуфты устанавливают на валы с небольшим натягом. После напрессовки рабочие торцовые поверхности фланцев проверяют на токарном станке на биение во избежание искривления валов при затяжке болтов.
Диаметры соединяемых валов:
d(вход. вала) = 16 мм;
d(вала двиг.) = 16 мм;
При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками пренебрегаем.
Проверочный расчет валов редуктора
1 Разработка расчетных схем
Составим силовую схему валов редуктора для того чтобы определить истинное направление всех действующих на валы редуктора активных сил.
На валы действуют следующие силы:
Силы в зубчатом зацеплении:
От открытой передачи ;
Силовая схема нагружения валов
2 Расчет реакций в опорах
-й быстроходный вал:
Из условия равенства суммы моментов сил относительно точки В:
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Суммарные реакции опор:
3 Построение эпюр моментов валов
Эпюры моментов входногого вала
Эпюры моментов 2-го вала
4 Проверочный расчет подшипников на динамическую грузоподъемность
Выбранный подшипник должен удовлетворять условию:
Где Ср – расчетная динамическая грузоподъемность;
Сr – каталожная динамическая грузоподъемность.
Расчет подшипников на 1-м валу:
Где – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;
Р – степенной показатель для роликоподшипников равен 33;
L – долговечность подшипника;
Где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок X=045 Y=146;
V – коэффициент вращения кольца подшипника 1;
Кб – коэффициент безопасности 14;
Где n – частота вращения вала 2850 мин-1;
t – срок службы подшипника 9800 ч;
Подшипники подобраны правильно.
Расчет подшипников на 2-м валу:
Где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок X=045 Y=122;
Где n – частота вращения вала 1425 мин-1;
5 Проверка валов в опасных сечениях на усталостную выносливость
Диаметр вала в данном сечении D = 255 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием червяка.
Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении
Где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Где и пределы выносливости гладких образцов
Коэффициенты концентрации напряжений:
Где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;
и - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения;
Нормальное и касательное напряжение в опасном сечении вала:
Где М – изгибающий момент в опасном сечении;
и - осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала;
Условие прочности вала в сечении 1 соблюдено.
Диаметр вала в данном сечении D = 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
Диаметр вала в данном сечении D = 48 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шестерни.
Условие прочности вала в сечении 2 соблюдено.
6Проверка прочности шпоночных соединений
6.1 Шпонка под фланцевую муфту:
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 5x6. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.
Напряжение смятия и условие прочности:
где Т = 5000 Нмм - момент на валу; d = 16 мм - диаметр вала; h = 6 мм - высота шпонки; b = 5 мм - ширина шпонки; t1 = 3 мм - глубина паза вала.
6.2 Шпонка крепления выходного вала с ступицы колеса.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.
где Т = 80000 Нмм - момент на валу; d = 48 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14мм - ширина шпонки; t1 = 55 мм - глубина паза вала.
6.3 Шпонка крепления звездочки на концевой участок выходного вала редуктора.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.
где Т = 80000 Нмм - момент на валу; d = 34 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала.
Расчет приводного вала
1. Проектный расчёт приводного вала.
1.1. Определение диаметра вала под звездочку:
где – диаметр вала под звездочку мм;
– допускаемые напряжения из расчёта на кручение МПа 20;
– крутящий момент приводного вала .
1.2. Определение диаметра вала под подшипник:
где – высота заплечика вала мм 2
1.3. Определение диаметра вала под звездочку:
1.4. По диаметру вала под подшипник выбираем по ГОСТу подшипник шариковый радиальный сферический (самоустанавливающийся). Обозначение 1218.
Проектирование корпуса редуктора
1 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жёсткости корпуса вычисляют по формуле:
Так как должно быть ≥ 6 мм принимаем = 6 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
Так как должно быть d ≥ 8 мм принимаем d = 8 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 125 x d = 125 x 8 = 10 мм. Принимаем dф = 10 мм.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.
Глубина погружения червяка в масляную ванну составляет:
Hm=0.3d1=0.3 40=12мм.
Выбираем масло индустриальное И-Т-Д-100.
Устанавливаем для подшипников качения пластичную смазку ТУ-1 по ГОСТ 1957-73. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода к междуэтажному подъемнику который состоит как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструкторских технологических экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданным требованиям.
Список использованной литературы
Соловьев В. Д. «Курсовое проектирование деталей машин» изд. 2-е стереотипное Тула 2002 г.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие М.: «Высшая школа» 1991г.
Решетов Д. Н. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1989г.
Ряховский О. А. «Атлас конструкций узлов и деталей машин» М.: издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана 2005г.