124234 (Расчет привода ковшевого элеватора для подачи сыпучих компонентов в цехе приготовления смесей)
Описание файла
Документ из архива "Расчет привода ковшевого элеватора для подачи сыпучих компонентов в цехе приготовления смесей", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "контрольные работы и аттестации", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "124234"
Текст из документа "124234"
Содержание
-
Техническое задание
-
Выбор электродвигателя
-
Кинематический расчет
-
Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень)
-
Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень)
-
Расчет клиноременной передачи
-
Расчет цепной передачи
-
Проектный расчет
-
Проектирование предохранительной муфты
-
Расчет шпонок
-
Проверочный расчет подшипников
-
Проверочный расчет валов на прочность
-
Проверочный расчет тихоходного вала на жесткость
-
Техническое задание
Выбор смазки
Спроектировать привод ковшевого элеватора для подачи сыпучих компонентов в цехе приготовления смесей.
Привод включает: электродвигатель, клиноременную передачу, двухступенчатый горизонтальный соосный редуктор и цепную передачу.
Основные данные привода:
-
скорость движения ковшей: 1,1 м/с;
-
диаметр тягового барабана: D = 400 мм;
-
максимальная окружная сила: Ft = 2500 H.
Дополнительные указания:
-
режим работы спокойный (график I);
-
предусмотреть предохранительное звено в кинематической цепи привода;
-
разработать натяжное устройство ременной передачи;
-
привод разместить на сварной раме.
Схема привода:
1 – электродвигатель;
2 – ременная передача;
3 – редуктор;
4 – цепная передача.
2. Выбор электродвигателя
2.1 Требуемая мощность на выходе:
2.2 КПД всего привода:
– КПД 5 пар подшипников качения;
– КПД муфты;
– КПД открытой цепной передачи;
, где – КПД закрытой зубчатой передачи.
2.3 Требуемая мощность электродвигателя
2.4 Частота Вращения приводного вала
2.5 Подбор электродвигателя
Выбираем электродвигатель 100S2 с синхронной частотой 3000 об/мин, номинальной мощностью 4 кВт, асинхронной частотой вращения 2880 об/мин.
2.6 Передаточное число привода
;
;
3. Кинематический расчет
;
;
;
;
;
;
;
;
;
.
4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень)
Исходные данные: ; ; .
4.1 Материалы
В качестве материала для колеса и шестерни применим марку стали 40Х. Применяем термообработку: улучшение + закалка ТВЧ.
HRC 45….50 – твердость поверхности
HB 269…302 – в сердцевине
=750 МПа
4.2 Допускаемые напряжения
Все дальнейшие расчеты ведем по методичке конструирования деталей и узлов машин, изложенных в ученом пособии: «Конструирование узлов и деталей машин»/П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов.
– допускаемые контактные напряжения.
– предел контактной выносливости.
– коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с поверхностным уплотнением.
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости (в нашем случае Ra = 1,25 мкм).
– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (в нашем случае <5 м/с).
– коэффициент долговечности.
– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.
– ресурс передачи в числах циклов.
лет – срок службы привода.
– число смен.
ч – продолжительность смены.
часов.
– число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемыми.
Т.к. , то принимаем, что они равны и, следовательно, .
Допускаемые напряжения изгиба:
– предел выносливости.
– коэффициент запаса прочности. Для длительно работающих быстроходных передач коэффициент долговечности IN принимается равным 1.
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости (в нашем случае полирование).
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса). В нашем случае нагрузка односторонняя.
В соответствии с кривой усталости направления не могут иметь значений меньше , поэтому принимаем: .
4.3 Межосевое расстояние
– предварительное значение.
при поверхностной твердости шестерни и колеса больше 45HRC.
Окружная скорость:
Степень точности зубчатой передачи: 8.
Уточненное межосевое расстояние:
– для прямоугольных колес.
– коэффициент ширины (выбирается в зависимости от положения колес относительно опор, в нашем случае расположение несимметричное).
– коэффициент нагрузки.
– коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения.
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период времени.
– коэффициент, значение которого находят для колеса с меньшей твердостью.
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
– коэффициент распределения нагрузки.
– степень точности.
– начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями.
Ближайшее стандартное значение:
4.4 Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
Ширина:
4.5 Модуль передачи
– максимально допускаемый модуль.
– для прямозубых колес.
– коэффициент нагрузки.
– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.
– коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Выбираем стандартное значение модуля из «РЯД 1»: .
4.6 Число зубьев шестерни и колеса
– суммарное число зубьев.
– число зубьев шестерни.
– число зубьев колеса.
4.7 Фактическое передаточное число:
;
4.8 Диаметр колес
– делительный диаметр шестерни.
– делительный диаметр колеса.
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
; ;
; .
4.9 Размеры заготовок:
;
Колесо с выточками:
4.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:
– коэффициент для прямоугольных колес.
4.11 Силы в зацеплении:
, где и .
4.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Для прямоугольных передач: ; .
– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от числа зубьев.
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень)
Исходные данные: ; ; .
5.1 Материалы
В качестве материала для колеса и шестерни применим марку стали 40Х. Применяем термообработку: улучшение + закалка ТВ4.
HRC 45….50 – твердость поверхности
HB 269…302 – в сердцевине
=750 МПа
5.2 Допускаемые напряжения
Допускаемые контактные напряжения:
– допускаемые контактные напряжения.
– предел контактной выносливости.
– коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с поверхностным уплотнением.
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости (в нашем случае Ra = 1,25 мкм).
– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (в нашем случае <5 м/с).
– коэффициент долговечности.
– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.
– ресурс передачи в числах циклов.
– число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемыми.
часов – срок службы привода.
Т.к. , то принимаем, что они равны: и, следовательно, .
Допускаемые напряжения изгиба:
– предел выносливости.
– коэффициент запаса прочности. Для длительно работающих быстроходных передач коэффициент долговечности IN принимается равным 1.
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости (в нашем случае полирование).
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса). В нашем случае нагрузка односторонняя.
В соответствии с кривой усталости направления не могут иметь значений меньше , поэтому принимаем: .
5.3 Межосевое расстояние
– предварительное значение.
при поверхностной твердости шестерни и колеса больше 45HRC.
Окружная скорость:
Степень точности зубчатой передачи: 8.
Межосевое расстояние принимаем равным 100 мм, т.к. редуктор соосный.
5.4 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
Ширина:
– коэффициент ширины.
5.5 Модуль передачи
– максимально допускаемый модуль.
– для прямозубых колес.
– коэффициент нагрузки.
– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.
– коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Выбираем стандартное значение модуля из «РЯД 1»: .
5.6 Число зубьев шестерни и колеса:
– суммарное число зубьев.
– число зубьев шестерни.
– число зубьев колеса.
5.7 Фактическое передаточное число:
;
5.8 Диаметр колес
– делительный диаметр шестерни.
– делительный диаметр колеса.
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
; ;
; .
5.9 Размеры заготовок:
;
Колесо с выточками:
5.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:
– коэффициент для прямоугольных колес.
5.11 Силы в зацеплении:
, где и .
5.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Для прямоугольных передач: ; .
– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от числа зубьев.
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
6. Расчет клиноременной передачи
Исходные данные: ; ; – на ведущем шкиве.
6.1 Выбор сечения ремня
Выбираем нормальное сечение типа «А».
В целях повышения срока службы ремней применим ведущий шкив с диаметрами на 1-2 порядка выше :
6.2 Диаметр ведомого шкива.
– передаточное число.
– коэффициент скольжения.
Округляем до .
6.3 Фактическое передаточное отношение:
6.4 Ориентировочное межосевое расстояние:
– высота сечения клинового ремня.
6.5 Расчетная длина ремня:
Округлим до стандартной длины: .
6.6 Уточненное межосевое расстояние.
6.7 Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
6.8 Скорость ремня.
6.9 Частота пробега ремня:
6.10 Допускаемая мощность:
– допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем.
– коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы.
– коэффициент угла обхвата .
– коэффициент, учитывающий влияние отношения расчетной длины к базовой.
– коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи.
– номинальная мощность электродвигателя.
6.11 Сила предварительного натяжения:
6.12 Окружная сила:
6.13 Сила натяжения:
6.14 Сила давления на вал:
6.15 Проверка прочности ремня по max напряжениям в сечении ведущей ветви:
– площадь поперечного сечения ремня.
– плотность материала ремня.
; – модуль продольной упругости при изгибе.
– допускаемое напряжение растяжения.
7. Расчет цепной передачи
Исходные данные: ; ; .
7.1 Шаг цепи
– число зубьев ведущей звездочки.
– число рядов цепи.
– допускаемое давление в шарнирах цепи.
– коэффициент эксплуатации.
– коэффициент динамической нагрузки.
– коэффициент, учитывающий способ смазки.
– коэффициент, учитывающий регулировку межосевого расстояния.
– коэффициент режима работы.
– коэффициент, учитывающий положение передачи.
Округляем до стандартного значения: .
7.2 Число зубьев ведомой звездочки
Полученное значение округляем до целого нечетного числа: .
7.3 Фактическое передаточное число
7.4 Межосевое расстояние
– межосевое расстояние в шагах.
7.5 Число зубьев цепи
Округляем до целого четного числа: .
7.6 Уточненное межосевое расстояние:
7.7 Фактическое межосевое расстояние:
Монтажное межосевое расстояние:
7.8 Длина цепи
7.9 Диаметр звездочек
– делительная окружность ведущей звездочки.
– делительная окружность ведомой звездочки.
Диаметры окружности выступов:
– коэффициент числа зубьев ведущей звездочки.
Для :
– диаметр ролика шарнира цепи.
– геометрическая характеристика зацепления.
– коэффициент высоты зуба.
Диаметры окружности впадин:
7.10 Проверка частоты вращения меньшей звездочки
– частота вращения ведущей звездочки.
– допускаемая частота вращения.
7.11 Проверка числа ударов цепи о зубья
– допускаемое число ударов.
– расчетное число ударов.
7.12 Фактическая скорость цепи
7.13 Окружная сила
– мощность на ведущей звездочке.
7.14 Проверка давления в шарнирах цепи
7.15 Прочность цепи:
– допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей.
– коэффициент провисания.
– масса 1 м. цепи.
– предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви.
– натяжение цепи от центробежных сил.
– разрушаемая нагрузка.
– коэффициент, учитывающий характер нагрузки.
7.6 Сила давления цепи на вал
– коэффициент нагрузки вала.
8. Проектный расчет
8.1 Диаметры валов
Быстроходный вал:
– диаметр выходного кольца.
– высота заплечика.
– диаметр вала под подшипник.
– координата фаски подшипника.
Промежуточный вал:
– размер фаски колеса.
Тихоходный вал:
– диаметр выходного кольца.
8.2 Расстояние между деталями передач
– зазор между внутренней поверхностью стенки корпуса и поверхностью колеса.
– расстояние между внешними поверхностями деталей передач.
– расстояние между дном корпуса и поверхностью колес.
8.3 Конструктивные размеры зубчатых колес
Колесо промежуточного вала:
– ширина колеса.
; ;
– посадочное отверстие.
– делительный диаметр.
– ширина торцов зубчатого венца.
– фаска.
Колесо тихоходного вала:
; ;
– посадочное отверстие.
– делительный диаметр.
; ;
9. Проектирование предохранительной муфты
За расчетный принимаем момент:
– максимальный передаваемый момент.
Выбираем муфту со срезными муфтами.
Диаметр штифта в месте разрушения:
– число штифтов; – коэффициент неравномерности распределения нагрузки.
Штифты из стали 45: , где – коэффициент для предохранительных муфт, – радиус окружности расположения сечений среза штифтов.
10. Расчет шпонок
10.1 Шпонка для зубчатого колеса тихоходного вала:
; ; .
Выбираем шпонку:
Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360–78, у которой: , , ;
– глубина паза вала.
– глубина паза колеса.
Напряжение смятия:
10.2 Шпонка для зубчатого колеса промежуточного вала
, , .
Выбираем шпонку:
Шпонка 10х8х32 ГОСТ 23360–78, у которой: ; ; ; ; ; .
Напряжение смятия:
10.3 Шпонка для шкива на быстроходном валу:
, , .
Выбираем шпонку:
Шпонка 6х6х22 ГОСТ 23360–78, у которой: ; ; – фаска у шпонки; ; ; .
Напряжение смятия:
10.4 Шпонка для ведущей звездочки на тихоходном валу:
, , .
Выбираем шпонку:
Шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360–78, у которой: ; ; ; ; ; .
Напряжение смятия:
10.4 Шпонка для шкива на валу от электродвигателя:
, , .
Выбираем шпонку:
Шпонка 8х7х32 ГОСТ 23360–78, у которой: ; ; ; ; ; .
Напряжение смятия:
11. Проверочный расчет подшипников
11.1 Тихоходный вал
Исходные данные: ; ; ; ; ; ; .
Определение реакций опор:
В плоскости YOZ:
; ;
; ;
Проверка:
В плоскости XOZ:
; ;
; ;
Проверка:
Суммарные реакции опор:
Расчет будем вести по более нагруженной опоре 2.
Выбираем подшипник: Подшипник 46309 ГОСТ 831–75, для которого ; ; ; ; .
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Т.к , то значения радиальной и осевой нагрузки принимаем следующей: , .
– коэффициент вращения кольца (в нашем случае вращается внутреннее кольцо).
– температурный коэффициент.
– коэффициент динамической нагрузки (для редукторов всех типов принимается в пределах ).
– радиальная нагрузка.
Расчетный ресурс:
– показатель степени для роликовых подшипников.
– коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности (в нашем случае 90% надежность).
– коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника.
принятый ранее подшипник устраивает.
11.2 Промежуточный вал
Исходные данные: ; ; ; ; ; ; .
Определение реакций опор:
В плоскости YOZ:
; ;
; ;
Проверка:
В плоскости XOZ:
; ;
; ;
Проверка:
Суммарные реакции опор:
Расчет будем вести по более нагруженной опоре 2.
Выбираем подшипник: Подшипник 42506 ГОСТ 8328–75 (роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами), для которого ; ; ; ; .
; , .
( )
(для редукторов всех типов)
(вращается внутреннее кольцо)
– для роликоподшипников.
(при 90% надежность)
(для циклических роликоподшипников)
принятый ранее подшипник устраивает.
11.3 Быстроходный вал
Исходные данные: ; ; ; ; ; .
Определение реакций опор:
В плоскости YOZ:
; ;
; ;
Проверка:
В плоскости XOZ:
; ;
; ;
Проверка:
Определение суммарных реакций опор:
Расчет будем вести по более нагруженной опоре 1.
Выбираем подшипник: подшипник 42206 ГОСТ 8328-75, для которого: ∆=62 мин; r=1,5 мм; ; .
Эквивалентная динамическая нагрузка:
(для редукторов всех тиов)
(вращается внутреннее кольцо)
Расчетный ресурс:
K=3,3 – для роликоподшипников
(при 90% надежности)
(для цилиндрических роликоподшипников )
выбранный подшипник устраивает.
12. Проверочный расчет валов на прочность
12.1 Тихоходный вал
Исходные данные: n=105,2 об/мин, Т=208 ; ; ; ;
; ; ; ; .
12.1.1 Определение крутящего момента:
12.1.2 Определение изгибающего момента :
12.1.3 Определение изгибающего момента :
Проверка: ;
Из эпюр видно, что опасными являются сечения В и С.
12.1.4 Геометрические характеристики опасных сечений:
Сечение В – вал со шпоночным пазом (d=50 мм)
- момент сопротивления на изгиб
b=14 мм; h=9 мм
- момент сопротивления на кручение.
Сечение С – сплошной вал (d=45 мм)
12.1.5 Расчет вала на статическую прочность
Вал изготавливаем из стали марки Сm 5 со следующими характеристиками:
HB=190$ - временное сопротивление; - предел текучести; - предел текучести при кручении; - предел выносливости при изгибе; - предел выносливости при кручении; - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения
- допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости.
- коэффициент перегрузки
- нормальные напряжения
- суммарный изгибающий момент.
- касательное напряжение
Частные коэффициенты запаса прочности:
- по нормальным напряжениям
- по касательным напряжениям.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Сечение С:
;
;
;
12.1.6 Расчет на сопротивление усталости
Сечение В:
-определяем амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.
- определяем коэффициенты снижения предела выносливости:
- коэффициент влияния качества поверхности ( )
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночный паз)
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (вал без упрочнения)
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (d=50 мм)
;
- пределы выносливости вала в данном сечении:
- коэффициент влияния асимметрии цикла для данного сечения
Коэффициенты запасы по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности:
Сечение С: d=45 мм
- амплитудные значения напряжения
Внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом
, => ; .
Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют
( ):
Поверхность вала без упрочнения:
;
;
;
12.2 Промежуточный вал
Исходные данные : ; ; ; ;
; ; ; ;
12.2.1 Определение крутящего момента:
;
12.2.2 Определение изгибающего момента :
Проверка: ;
12.2.3 Определение изгибающего момента :
Проверка: ;
12.2.4 Геометрические характеристики опасных сечений.
Из построенных эпюр видно, что опасными являются сечении В и С.
Сечение В – вал со шпоночным пазом (d=35 мм)
b=10 мм; h=8 мм.
Сечение С – вал-шестерня
z=24; m=2; ∆=52 мм
12.2.5 Расчет вала на статическую прочность
Вал изготавливают из стали марки 40X со следующими характеристиками: HB=270; ; ; ; ; ; .
- определение нормальных и касательных напряжений:
Сечение С:
12.2.6 Расчет вала на сопротивление усталости
Сечение В: d=35 мм
- амплитудные значения напряжений
т.к. поверхность вала шлифуется до , то:
Шпоночный паз выполняется дисковой фрезой, поэтому:
Поверхность вала не упрочняется: , т.к. абсолютный размер d=35 мм, то
=> коэффициенты снижения предела выносливости:
;
Сечение С: d=40 мм.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для вала-шестерни принимают:
Поверхность вала без упрочнения:
Коэффициенты, учитывающие влияние качества поверхности при принимают значение
; ;
12.3 Быстроходный вал
Исходные данные: ; ; ; ;
; ; ;
12.3.1 Определение крутящего момента:
12.3.2 Определение изгибающего момента :
Проверка: ;
12.3.3 Определение изгибающего момента :
Проверка: ;
12.3.4 Геометрические характеристики опасных сечений
Из эпюр видно, что опасными являются сечения В и С.
Сечения В: сплошной вал, d=30 мм
Сечение С: вал-шестерня, m=2, z=20, ∆=44 мм.
12.3.5 Расчет вала на статическую прочность
Вал изготавливаем из стали марки 40X со следующими характеристиками: HB=270; ; ; ; ; ; .
Сечение В:
Сечение С:
Частотные коэффициенты запаса прочности:
12.3.6 Расчет вала на сопротивления усталости
Сечение В – сплошной вал, d=30 мм.
Внутренне кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом. Поэтому:
Посадочная поверхность шлифуется до , поэтому:
Поверхность вала не упрочняется:
Сечение С: вал-шестерня, d=32 мм.
Поверхность без упрочнения:
Коэффициенты, учитывающие концентрации напряжений от шестерни:
Поверхность зубьев шлифуется ( ):
Коэффициенты, уменьшающие предел выносливости:
13. Проверочный расчет тихоходного вала на жесткость
Исходные данные: ; ; ; ; ; ;
13.1
Прочие условия:
Определяем и в сечениях А, В, С, D
- сечение А:
- сечение В:
- сечение С:
- сечение D:
13.2
Граничные условия:
Определяем и в сечениях А, В, С, D:
- сечения А:
- сечения B:
- сечения C:
- сечения D:
Находим общее перемещение:
- допустимый прогиб под колесом.
Допустимое значение угла поворота в радиальном подшипнике:
Все полученные углы поворота имеют значения меньшие допустимого .
13.3 Перемещения при кручении
для 0,105 м.
14. Выбор смазки
14.1 Смазывание зубчатых передач
Так как окружная скорость зубчатых колес не превышает 12,5 м/с, то применяем картерную систему смазки.
В зависимости от контактных напряжений (в нашем случае больше 600 МПа) и окружной скорости (меньше 2 м/с) выбираем следующую марку масла: И-Г-А-46
Допустимый уровень погружения колес:
14.2 Смазывание цепной передачи
Так как скорость движения цепи низкая ( ) допустимо периодическое смазывание с помощью ручной масленки маслом И-Г-А-46.
Список литературы
-
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3т. М.,1982. Т.1-728 с.Т.2-559 с.Т.3-557 с.
-
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., 2003.-496 с.
-
Решетов Д.Н. Детали машин. М., 1974-656 с.
92
5>5>