курсовой проект ДМ1. Пояснительная записка пцк 1204. 01. 00. 00. 000 Пз (вариант 28 ) студент Тарабров Н. Б. гр. Млк31з
![]()
|
![]() ![]() Министерство науки и высшего образования РФ ФГБОУ ВО «Уральский государственный лесотехнический университет» Кафедра Детали машин ПРИВОД ПРОДОЛЬНОГО ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА Пояснительная записка ПЦК 12-04.01.00.00.000 ПЗ (вариант __28__) Выполнил: студент Тарабров Н.Б. гр.МЛК-31з Принял: В.П.Сиваков Екатеринбург 2022 ![]() ![]() 1.1 Выбор электродвигателя 6 1.2 Кинематический и силовой расчет привода 8 1.3 Кинематические и силовые параметры привода 9 22 Расчет закрытой червячной передачи закрытой червячной передачи2.1 Выбор материала 10 2.2 Расчет допускаемых напряжений 10 2.3 Проектный расчет на контактную выносливость. Определение геометрических параметров передачи 12 2.4 Кинематические параметры и КПД червячной пары 15 2.6 Проверочные расчеты на прочность 17 2.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость 17 2.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе 17 2.7 Расчет вала-червяка на жесткость 17 2.8 Тепловой расчет червячной передачи 18 3 Расчет открытой клиноременной передачи 19 4 Выбор муфт 23 4.1 Общие рекомендации 23 4.2. Определение расчетного момента и выбор муфты 23 4.3 Определение нагрузки от муфты 24 5 Нагрузки валов редуктора 25 5.1 Общие положения 25 5.2 Нагрузки, действующие на валы редуктора 25 5.3. Силовая схема нагружения валов редуктора 25 6 Разработка чертежа общего вида редуктора 27 6.1 Общие положения 27 6.2 Выбор типа подшипников 27 6.3 Выбор материала валов 27 6.4 Определение геометрических параметров ступеней валов 28 6.4.1 Быстроходный вал редуктора 28 6.4.2 Тихоходный вал редуктора 30 6.5 Геометрические параметры ступеней валов редуктора 33 6.6 Разработка эскизной компоновки редуктора 33 7.1 Общие сведения 35 7.2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала 35 7.2.1 Определение реакций в опорах 35 7.2.2 Определение эквивалентной нагрузки 37 7.2.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности 38 7.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала 39 7.3.1 Определение реакций в опорах 39 7.3.2 Определение эквивалентной нагрузки 40 7.3.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности 41 8 Разработка сборочного чертежа редуктора 42 8.1 Конструирование червячного колеса 42 8.2 Конструирование валов 44 8.3 Выбор соединений 44 Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяем шпонки и посадки с натягом. В проекте применяем призматические шпонки, изготовленные из стали 45. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Длину шпонок выбираем из стандартного ряда Ra40 табл. 13,15[1, с. 326]. Сечение шпонки выбираем по величине соответствующего диаметра ступени по табл. К42 [1, с. 449-450]. 44 8.4 Конструирование корпуса редуктора 44 9 Проверочные расчеты 46 9.1 Проверочный расчет шпоночных соединений 46 9.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов 47 9.3 Проверочный расчет валов 48 9.3.1 Проверочный расчет быстроходного вала 48 9.3.2 Проверочный расчет тихоходного вала 50 10 Смазочные устройства 53 1.1 Выбор электродвигателя Определяем общий КПД привода: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Назначаем следующие значения КПД элементов привода: ![]() ![]() Определяем мощность вала рабочей машины ![]() ![]() где ![]() ![]() Определяем требуемую мощность электродвигателя ![]() ![]() ![]() Определяем общее передаточное число привода: ![]() где ![]() ![]() ![]() Предварительно назначаем передаточное число червячной передачи ![]() ![]() ![]() Определяем требуемую частоту вращения вала рабочей машины вала: ![]() ![]() Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя: ![]() где ![]() ![]() ![]() По найденным значениям ![]() ![]() ![]() ![]() 1.2 Кинематический и силовой расчет привода Уточняем общее передаточное число привода: ![]() ![]() Принимаем передаточное число червячной передачи ![]() ![]() ![]() Определяем частоты вращения ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем мощности ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем крутящие моменты ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 1.3 Кинематические и силовые параметры привода Результаты расчета кинематических и силовых параметров привода сводим в таблицу 1. Данные параметры являются исходными данными для проектного расчета закрытой червячной и открытой цепной передач. При заполнении таблицы 1 учтено, что первый (ведущий) вал клиноременной передачи соответствует валу двигателя, а второй вал (ведомый) – второму валу привода. первый (ведущий) вал червячной передачи соответствует второму валу привода, а второй вал (ведомый) – третьему валу привода; Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода
![]() ![]() В зависимости от передаваемой мощности выбираем в качестве материала червяка сталь 40Х, которая имеет следующие механические характеристики: термообработка – улучшение и закалка ТВЧ; твердость заготовки: поверхности 45…50 HRC, сердцевины – 269…302 HB; предел текучести ![]() ![]() Материал червячного колеса выбираем в зависимости от скорости скольжения ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Следовательно материал зубчатого венца относится к третьей группе материалов ( ![]() ![]() 2.2 Расчет допускаемых напряжений Работоспособность передач с червячными колесами из безоловянистых бронз и чугуна при ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() При изготовлении червячного колеса из материалов третьей группы ( ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы ![]() ![]() где ![]() ![]() где Lг – срок службы привода, лет; ![]() ![]() ![]() Принимаем время простоя машины 15%, тогда ![]() Рабочий ресурс привода принимаем ![]() ![]() Принимаем ![]() ![]() 2.3 Проектный расчет на контактную выносливость. Определение геометрических параметров передачи При стальном червяке и бронзовом (чугунном) колесе межосевое расстояние ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Предварительное значение модуля т, мм, определяется по формуле ![]() где ![]() Из полученного интервала модулей выбирается стандартное значение модуля [1, с. 75]. Число зубьев червячного колеса ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Число заходов (витков) червяка ![]() ![]() ![]() Исходя из выше сказанного, при передаточном числе ![]() ![]() ![]() ![]() Коэффициент диаметра червяка рекомендуется выбирать ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() При выбранном значении модуля значение коэффициента диаметра червяка можно также определить по формуле ![]() Найденное значение коэффициента диаметра червяка округляется до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2144-76 [1, с. 75]. ![]() ![]() При выбранных стандартных значения ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Если окажется что | ![]() ![]() ![]() ![]() Длина нарезанной части червяка ![]() ![]() ![]() С учетом приведенных выше рекомендаций расчет геометрических параметров червячной передачи сводим в таблицу 2. Угол обхвата для силовых передач должен находиться в пределах ![]() ![]() ![]() ![]() 2.4 Кинематические параметры и КПД червячной пары По аналогии с винтовой парой при ведущем червяке КПД определяется по формуле ![]() где ![]() Угол трения определяется по формуле ![]() где ![]() КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка (увеличивается угол подъема витков червяка ![]() ![]() Скорость скольжения ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.5 Силы в зацеплении Сила зацепления в червячной паре раскладывается на три составляющие (рисунок 2.1). Окружная сила на колесе ![]() ![]() ![]() ![]() Окружная сила на червяке ![]() ![]() ![]() ![]() Радиальные составляющие силы зацепления, Н: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Рисунок 2.1 – Силы в зацеплении 2.6 Проверочные расчеты на прочность 2.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость Проверочный расчет на контактную выносливость проводится по следующему условию ![]() ![]() ![]() Окружная скорость на делительном диаметре червячного колеса ![]() ![]() ![]() 2.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе ![]() ![]() где ![]() зависимости от эквивалентного числа зубьев ![]() ![]() ![]() По таблице 4.10 [1, с. 78] принимаем ![]() ![]() 2.7 Расчет вала-червяка на жесткость При недостаточной жесткости прогиб червяка может оказаться значительным. Это может привести к нарушению правильности зацепления, ухудшению условий работы передачи. Поэтому желательно проверить червяк на жесткость по следующему условию (консольные силы не учтены) ![]() где ![]() ![]() ![]() Е – модуль продольной упругости; для стали ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.8 Тепловой расчет червячной передачи Формула теплового баланса для червячной передачи имеет вид ![]() где ![]() ![]() перемешивание масла); ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() плиту, обычно ![]() Общий КПД червячной передачи определяется по формуле ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() При водяном охлаждении от змеевика ![]() Поверхность охлаждения корпуса редуктора ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() при ![]() ![]() Температура нагрева масла в редукторе: ![]() где ![]() расположении червяка ![]() ![]() Следовательно, естественного охлаждения достаточно. 3 Расчет открытой клиноременной передачи ![]() Диаметр меньшего шкива [3, с.131]: ![]() Принимаем из стандартного ряда ![]() Диаметр большего шкива [3, с.122]: ![]() где ![]() ![]() Принимаем из стандартного ряда ![]() Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ![]() ![]() ![]() ![]() Условие выполняется. Межосевое расстояние следует принимать в интервале [3, с.131]: ![]() где ![]() ![]() ![]() Принимаем предварительно близкое значение ![]() Расчетная длина ремня [3, с.121]: ![]() ![]() Принимаем ближайшее значение ![]() Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня [3, с.131]: ![]() где ![]() ![]() Тогда: ![]() При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на ![]() ![]() Угол обхвата меньшего шкива [3, с.131]: ![]() Необходимое для передачи заданной мощности число ремней [3, с.135]: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Принимаем ![]() Натяжение ветви клинового ремня [3, с.136]: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Сила, действующая на валы [3, с.136]: ![]() Ширина шкивов: ![]() Максимальное напряжение в сечении ремня [3, с.123]: ![]() где ![]() ![]() Напряжение от растяжения [3, с.125]: ![]() где ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Принимаем ![]() Напряжение от изгиба ремня [3, с.125]: ![]() где ![]() ![]() Напряжение от центробежной силы [3, с.125]: ![]() где ![]() Максимальное напряжение в сечении ремня [3, с.125]: ![]() Условие ![]() Рабочий ресурс ремней [3, с.136]: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 4 Выбор муфт 4.1 Общие рекомендации В проектируемых приводах применяют неуправляемые компенсирующие разъемные муфты в стандартном исполнении. Для соединения выходных концов вала двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применяют упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы. Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяют зубчатые муфты, цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную не соосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции. Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых ![]() ![]() ![]() Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы ![]() ![]() 4.2. Определение расчетного момента и выбор муфты Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() В проектируемом приводе муфта соединяет звездочку тяговую и тихоходный вал редуктора (закрытой червячной передачи). Поэтому в соответствии с пунктом 4.1 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Муфта передает крутящий момент ![]() Диаметр ![]() ![]() где ![]() ![]() Для машин с небольшими разгоняемыми массами и при спокойной работе ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() По найденным значениям ![]() ![]() ![]() ![]() 4.3 Определение нагрузки от муфты Для упругих втулочно-пальцевых муфт нагрузка на валы ![]() ![]() г ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 5.1 Общие положения Валы редукторов испытывают в основном два вида деформации – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт. 5.2 Нагрузки, действующие на валы редуктора Значения нагрузок, действующих на валы редуктора и определенных по пунктам 2.5, 3.2.6 и 4.3, сводим в таблицу 4. Таблица 4 – Нагрузки на валы редуктора
|