Реферат: Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

Реферат: Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

Оглавление.................................................................................................... 2

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ......................................................................... 3

Основная часть............................................................................................. 4

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода....... 4

1.1 Необходимая мощность электродвигателя.............................. 4

1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов.................................................................................... 4

2. Расчет редукторной передачи.......................................................... 5

2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты......... 5

2.2 Расчет цилиндрической передачи.............................................. 5

3. Расчет валов, подбор подшипников................................................. 9

3.1 Предварительный расчет валов................................................. 9

3.2. Эскизная компоновка валов........................................................ 9

3.3 Проверочный расчет валов....................................................... 10

3.4 Расчет подшипников.................................................................... 14

4 Подбор и проверка шпонок............................................................... 16

5 Подбор муфты..................................................................................... 17

6. Подбор смазки редуктора................................................................ 17

Список литературы.................................................................................... 18

Спроектировать привод элеватора

Исходные данные:

Усилие на ленте элеватора                         F = 3 кН

Скорость ленты элеватора                          v = 1,3 м/с

Диаметр барабана элеватора           D = 275 мм

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода

1.1 Необходимая мощность электродвигателя

КПД редуктора:

h = hпк2 hзц hк = 0,9952*0,98*0,95 = 0,92

Где

hпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, с. 304]

hзп = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи

hк = 0,95 - КПД клиноременной передачи [2, с. 304]

         Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]

N = F×v/h= 3 * 1,3  / 0,92 = 4,24 кВт

1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов

1.3.1 Подбираем электродвигатель серии

4А ГОСТ 1923-81:

Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт,

Частота вращения при номинальной нагрузке

nном= 730 об/мин.

1.3.2 Передаточное отношение привода:U=nном/nт=730/90,28=8,09

Где

Частота вращения тихоходного вала редуктора -

nт = 60v/(pD) = 60 × 1,3 /(p× 0,275 ) =  90,28 об/мин

Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55  [1, с. 51]. Принимаем передаточное отношение клиноременной передачи Uк = 2,24       

         Фактическое передаточное отношение редуктора

Uф = Up×Uк = 3,55 × 2,24 =7,95 » U

1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:

nб = nном/Uк = 730 / 2,24 = 325,89 об / мин

nт = nб/Uр=  325,89 /  3,55 = 91,80 об / мин

2. Расчет редукторной передачи

2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

         2.1.1 Мощности, передаваемые валами

Nб = N*hк = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт

         Nт = N*h = 4,24 * 0,92 =  3,90 кВт

         2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле:

Т = 9555 N/n [2, с. 129]

Где   N - передаваемая мощность, кВт

n - частота вращения, об/мин

Тб = 9555 × 4,24 / 325,89 = 118,08 Нм

Тт = 9555 × 4,24 / 91,80 = 405,93 Нм

2.2 Расчет цилиндрической передачи

2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности

Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8]

Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ

Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение

Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл. 4.5]:

Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].

Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [sН] = sН lim b/SН

Где   sН lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости

         SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]

[sН] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

[sF] = sF lim b/SF

Где sF lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям изгиба

SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90]

[sF] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Kh = Kha Khb Khv

Kf = Kfa Kfb Kfv

Предварительное значение окружной скорости:

Где   Cv = 15 [1, табл. 4.9, с. 95]

ya = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]

Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96]

Kha = 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kfa = 1 [1, с.92]

b/d1 = Ya(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Khb0 = 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]

Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]:  Khb = Khb0 = 1,2   

Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kfb = Kfb0 =  1,2   

Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97]

Коэффициенты нагрузки

Kh = 1,1* 1,2 *1,01 » 1,33

Kf = 1* 1,2 *1,01 » 1,21

2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи

Расчетный крутящий момент [1] с. 98:

Tp = Tт KhДKh = 405,93*1* 1,33 » 541,18 Нм

Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]

где    К = 270 - для косозубых передач

103 - численный коэффициент согласования размерностей

Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51],

а = 140 мм

Ширина колеса: b2 = a Ya =  140 *0,4 = 56 мм

Принимаем b2 = 56 мм

Фактическая окружная скорость:

V = 2apn1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140 *p* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c

Уточняем Kh  по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kha » 1,1

Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98

условие контактной прочности выполняется

Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]:

Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]:

Где   К = 3,5 [1] с. 99

Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn = 1,125 мм

Принимаем угол наклона линии зуба b=12°

Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:

Zå = Z1+Z2 = (2a/mn)cos(b) = (2* 140 / 1,125 )*cos(12°) = 243,45

Принимаем Zå= 244; Число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = Zå/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1= 54;

Z2 = Zå - Z1 = 244 - 54 = 190

Уточняем угол наклона линии зуба:

Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:

sf = Yf Yb Ft KfД Kf / (b mn)

Где   Yf  - коэффициент формы зуба

Yb - коэффициент наклона зуба

Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:

Zv = Z2 / cos3b = 190 /cos3(11,38°) = 201  

Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]

Yb = 1 - b/160 = 1 – 11,57 /160 = 0,93

Где b - в градусах и десятичных долях градуса

sf = 3,6 Yb Ft 1 Kf / (b2 mn)

sf = 3,6 *  0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа

Условие прочности выполняется.

2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.

2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно

[1] § 4.9 с. 109

Осевая сила Fa = Ft tg(b) =  3716 * tg( 11,38 °) = 747,64 H

Радиальная сила

Fr = Ft tg(a)/cos(b) =  3716 *tg(20°)/cos( 11,38 °) = 1380 H

3.3.6 Силы в ременной передаче

Скорость движения ремня при диаметре быстроходного шкива

D = 100 мм: Vр = p nном D/60 = p× 730 ×0,1/60 = 3,82 м/с.

Угол охвата a1 = 150°, число ремней Z = 3, масса 1 м длины ремня Б: q = 0,18 кг/м.

Коэффициент длины ремня CL = 0,92 [2, табл. 6.14, с 215].

Коэффициент охвата Сa = 0,92 [2, табл. 6.13].

         Коэффициент режима работы Ср = 1 [2, табл. 6.5].

         Сила натяжения одного клинового ремня:

F0 = 780 N CL/(Vр Ca Cp Zр) + q Vр 2 =

= 780× 4,24 × 0,92 /( 3,82×0,92×1×3) + 0,18×3,822 =  288,36 Н

Сила, действующая на вал:

Fp = 2 F0 Z sin(a1/2) = 2× 288,36 ×3×sin(150/2) = 1671 Н

3. Расчет валов, подбор подшипников

3.1 Предварительный расчет валов

Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение. Материал валов - сталь 40Х ГОСТ 4543-88.

d = (T*10 3/0,2 [tk]) 0,33                                                         (5.1)

Где   [tk] = 45 МПа - допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]

d - в мм

Хвостовик первичного вала:

dхв.1 = (118,08*10 3/0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Принимаем диаметр хвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя

d1 = 25 мм.

Хвостовик тихоходного вала:

dхв.3 = (405,93*10 3/0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Принимаем диаметр хвостовика тихоходного вала  38 мм.

Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]:

d > (16 T / p [t]) 1/3

Где   Т - крутящий момент в Н/мм

         [t] = 16 МПа [1]

d1 > (16* 118,08 /p*16)1/3 = 33,50 мм, принимаем d1 = 38 мм

d2 > (16* 405,93/p*16)1/3 = 50,56 мм, принимаем d2 = 55 мм

3.2. Эскизная компоновка валов

Выполняем эскизную компоновку валов при разработке сборочного чертежа редуктора. Принимаем предварительно для быстроходного вала подшипники  7207  ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктора подшипники 7210  ГОСТ 333-79.

3.3 Проверочный расчет валов

         3.3.1 Схема приложения сил к валам

3.3.2 Определяем реакции опор и изгибающие моменты быстроходного вала

Реакции опор:

RAH = (Fp(a+b+c)+Fr1*c-Fa1*0.5 d1)/(b+c) =

=(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 3459 Н

RAV = Ft1*c/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

RBH = (Fp*a-Fr1*b-Fa1*0,5 d1)/(b+c) =

= (1671*0,094-1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 407,91Н

         RBV = Ft1*b/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

         RBr = Fa1 =  747,64  Н

         Радиальное давление на подшипники:

FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = ( 34592 + 18582)0,5 = 3926 Н

FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = ( 407,912 + 18582)0,5 = 1902 Н

Изгибающие моменты:

МАН = Fp*a = 1671* 0,094 =  157,09 Нм

МСН1 = RBH*c = 407,91* 0,061 =  24,88 Нм

МСН2 = RBH*c + Fa*0,5*d1 =407,91*0,061+747,64*0,5*0,062 = 48,05 Нм

МСV = RBV*c = 1858*0,061 =  113,35 Нм

Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

3.3.3 Определяем реакции опор тихоходного вала

RAH = (0,5*d2*Fa2 - Fr*b) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,061)/(0,062+     +0,062) = 5894 Н

RВH = (0,5*d2*Fa2 + Fr*a) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,062)/(0,062+     +0,062) = 7263 Н

RAV = Ft*b/(a+b) =3716 *0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

RAV = Ft*а/(a+b) = 3716* 0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

RBr = Fa2 = 747,64 Н

         Радиальное давление на подшипники:

FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = (58942 +18582)0,5 =  6180  Н

FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = (72632 +18582)0,5 = 7497  Н

3.3.4 Выполняем проверочный расчет быстроходного вала

Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 - 88

sв = 800 МПа; sт = 650 МПа; tт = 390 МПа; s-1 = 360 МПа; t-1 = 210 МПа;

 ys = 0,1; yt = 0,05 [3]

Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

         Осевой момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

Wос = 0,1dзк3 = 0,1* 383 =  5487 мм3

         Максимальное нормальное напряжение:

smax = (MСН22+МСV2) 0,5 / Woc + 4Fa1/pdзк 2 =

= (48,052+113,352)0,5*103/5487мм3+ 4*747,64/p* (38мм)2= 47,49 МПа

         Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР = 0,2dзк3 = 0,2* 383 = 10970 мм3

         Максимальное касательное напряжение:

tmax = Тб / WР = 118,08*103/ 10970 = 10,76 МПа

         В месте шпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]

Кs = 2,15; Кt = 2,05 для изгиба Кd = 0,85; для кручения Кd = 0,73

Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).

         Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

         КsD = (Кs/Кd + Кf -1)/КV = (2,15 / 0,85 + 1,08 - 1)/1 = 2,61

         КtD = (Кt/Кd + Кf -1)/КV = (2,05 / 0,73 + 1,08 - 1)/1 = 2,89

         Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа = smax = 47,49 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

tа = t m = 0,5t max = 0,5*10,76 = 5,38 МПа

         Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

         Ss = s-1/(KsDsa+yssm) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57

         Коэффициент запаса по касательным напряжениям

         St = t-1/(KtDta+yttm) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06

         Результирующий коэффициент запаса прочности

         S = SsSt/(Ss2+St2)0,5 = 2,57*13,06/(2,572+13,062)0,5 = 2,52

         Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала обеспечены.

         Проверяем сечение вала в месте посадки подшипника

Осевой момент инерции вала в месте посадки подшипника:

Wос = 0,1dп3 = 0,1*353 = 4287 мм3

         Максимальное нормальное напряжение:

smax=MАН/WОС+4Fa1/pdзк 2=157,090,5*103/4287+4*747,64 /p*352=  37,42 МПа

         Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР = 0,2dп3 = 0,2*353 = 8575 мм3

         Максимальное касательное напряжение:

tmax = Тб / WР = 118,08*103/8575 = 13,77 МПа

         В месте посадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем интерполированием значения отношений Кs/Кd = 3,49; Кt/Кd = 2,9. Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).

         Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

         КsD = (Кs/Кd + Кf -1)/КV = (3,49 + 1,08 - 1)/1 = 3,57

         КtD = (Кt/Кd + Кf -1)/КV = (2,9 + 1,08 - 1)/1 = 2,98

         Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа = smax = 37,42 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

tа = t m = 0,5t max = 0,5*13,77 =  6,89 МПа

         Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

         Ss = s-1/(KsDsa+yssm) = 360/(3,57* 37,42 +0,1* 47,49 ) = 2,62

         Коэффициент запаса по касательным напряжениям

         St = t-1/(KtDta+yttm) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20

         Результирующий коэффициент запаса прочности

         S = SsSt/(Ss2+St2)0,5 = 2,62*10,20/(2,622+10,202) 0,5 = 2,54

         Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала обеспечены.

3.4 Расчет подшипников

3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликопод­шипника 7207 ГОСТ 8328-75

Исходные данные:

FrA = 3926 Н; FrB = 1902 Н; Fa1 = 747,64 Н; nб = 325,89 об/мин;

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 38500 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,62   

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

FaA = 0,83 е FrA = 0,83*0,37* 3926= 1206 Н

FaB = 0,83 е FrВ = 0,83*0,37* 1902= 584,22  Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = FaА = 1206 Н

Так как FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PrА = X FrА + Y FaАр = 1*3926+ 0* 1206 = 3926 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaBр = Fa1 + FaB = 747,64 +584,22 = 1332 Н

Так как FaВр/ FrВ = 1332 / 1902 = 0,7 > е, то X = 0,4; Y = 1,62     

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4* 1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

         Базовый расчетный ресурс подшипника:

Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по конструктивным соображениям.

3.4.2 Рассчитываем подшипники тихоходного вала

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликопод­шипника  7210 ГОСТ 8328-75

Исходные данные:

FrA = 6180 Н; FrB = 7497 Н; Fa2 = 747,64 Н; nт = 91,80 об/мин;

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 57000 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e =  0,37; Y = 1,6        

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

FaA = 0,83 е FrA = 0,83*0,37*6180 = 1898 Н

FaB = 0,83 е FrВ = 0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = FaА = 1898 Н

Так как FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PrА = X FrА + Y FaАр = 1*6180 + 0*1898 = 6180 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaBр = Fa2 + FaB = 747,64+2302  = 3050 Н

Так как FaВр/ FrВ = 3050/7497 = 0,41 > е, то X = 0,4; Y = 1,6     

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4*7497+1,6*3050 = 7879 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

         Базовый расчетный ресурс подшипника:

Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по конструктивным соображениям.

4 Подбор и проверка шпонок

         Размеры поперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала.

Для крепления шестерни выбираем призматическую шпонку

10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]

         Размеры шпонки:

         Высота h = 8 мм; глубина паза вала t1= 4,5 мм;

длина L= 63 мм; ширина b= 10 мм

         Расчетная длина шпонки: Lр= L - b = 63 - 10 = 53 мм

         Проверяем выбранную шпонку на смятие

Допускаемое напряжение смятия [sсм] = 50…60 МПа [2, с. 252]

Где   Т - передаваемый момент, Н/м,         остальные размеры в мм

Для крепления колеса выбираем призматическую шпонку

18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]

         Размеры шпонки:

         Высота h = 11 мм; глубина паза вала t1= 5 мм;

длина L= 63 мм; ширина b= 18 мм

         Расчетная длина шпонки: Lр= L - b = 63 - 18  = 45 мм

         Проверяем выбранную шпонку на смятие

5 Подбор муфты

По таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента на тихоходном валу Тт =  405,93 Нм и конструктивным соображениям с диаметром под вал  45 мм.

Муфта втулочно-пальцевая М=500 Нм, d=45мм, ГОСТ 21424-75.

6. Подбор смазки редуктора

         Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм, а подшипники - масляным туманом.

         Выбираем масло ИТП - 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм2/с [2, табл. 8.30]. Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной ванны 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной ванны 2 л.

Список литературы

1.  Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - М.: Машиностроение, 1984.

2.  Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2002.