курсовой проект ДМ1. Пояснительная записка пцк 1204. 01. 00. 00. 000 Пз (вариант 28 ) студент Тарабров Н. Б. гр. Млк31з

• Название: Пояснительная записка пцк 1204. 01. 00. 00. 000 Пз (вариант 28 ) студент Тарабров Н. Б. гр. Млк31з
• Дата: 01.02.2023
• Размер: 4.24 Mb.
• Имя файла: курсовой проект ДМ1.docx
• Тип: Пояснительная записка; #916138
• страница: 1 из 4

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



Содержание

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 – общий КПД привода;

– КПД закрытой червячной передачи;

– КПД открытой клиноременной передачи;

– КПД пары подшипников качения;

– КПД муфты.

Назначаем следующие значения КПД элементов привода: .

.

Определяем мощность вала рабочей машины , Вт:

,

где – тяговая сила цепи, Н; v – скорость тяговой цепи, м/с.

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя , Вт:

,

.

Определяем общее передаточное число привода:

,

где – общее передаточное число привода;

– передаточное число червячной передачи;

– передаточное число клиноременной передачи.

Предварительно назначаем передаточное число червячной передачи (передаточное число у закрытой передачи выбирается стандартным); передаточное число цепной передачи .

.

Определяем требуемую частоту вращения вала рабочей машины вала:

,



Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

,

где – требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

– частота вращения вала рабочей машины, об/мин.



По найденным значениям кВт и об/мин по выбираем электродвигатель 4АМ132S8, мощность которого кВт, частота вращения вала об/мин.
1.2 Кинематический и силовой расчет привода

Уточняем общее передаточное число привода:

,

.

Принимаем передаточное число червячной передачи . Уточняем передаточное число клиноременной передачи:

;

.

Определяем частоты вращения , об/мин, и угловые скорости , рад/с, валов привода:

;



; ;

; ;

; ;

; ;

Определяем мощности , Вт, на валах привода:

;

;

;

.

Определяем крутящие моменты , Н·м, на валах привода:



;



;

;

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

Передача	Передаточное число	Частота вращения, об/мин		Угловая скорость, об/мин			Мощность, Вт			Крутящий момент, Н·м
Ременная	3,25	750	230,76	78,5	24,15	3287		3155,52	46,4		130,66
Червячная	16	230,76	14,42	24,15	1,5	3155,52		2479,95	130,66		1653,3

22 Расчет закрытой червячной передачи закрытой червячной передачи2.1 Выбор материала

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 МПа, предел прочности МПа.

Материал червячного колеса выбираем в зависимости от скорости скольжения , м/с:


где – частота вращения червяка, об/мин (см. таблицу 1);

– крутящий момент на валу червячного колеса, Н·м (см. таблицу 1).



Следовательно материал зубчатого венца относится к третьей группе материалов ( ). В качестве материала зубчатого венца червячного колеса принимаем по таблице 3.5 [1, с. 57] СЧ18, для которого Н/мм2.

2.2 Расчет допускаемых напряжений

Работоспособность передач с червячными колесами из безоловянистых бронз и чугуна при МПа ограничена обычно заеданием. Для таких передач допускаемое напряжение определяется только от скорости скольжения. Для зубчатого венца, изготовленного из чугуна, допускаемое напряжение на контактную выносливость определяется по формуле

,

где – допускаемое напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемен напряжений, МПа, назначается от вида термообработки червяка; для червяка, закаленного токами высокой частоты МПа.

.

При изготовлении червячного колеса из материалов третьей группы ( м/с) допускаемое напряжение на выносливость при изгибе , МПа, для нереверсивной передачи определяется по формуле



— коэффициент долговечности при расчете на изгиб:



где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы





где – срок службы привода



где L_г – срок службы привода, лет; – продолжительность смены, - число смен.



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 , мм, определяется по формуле



где – допускаемое контактное напряжение, МПа;

– крутящий момент на валу колеса, Н·мм (см. таблицу 1);



Найденное значение межосевого расстояния округляют по ГОСТ 2144-76 до ближайшего стандартного значения. В рамках курсового проектирования допускается округлять до значения, оканчивающегося на “0” или “5”. Принимаем [1, с. 60].

Предварительное значение модуля т, мм, определяется по формуле



где – число зубьев червячного колеса.

Из полученного интервала модулей выбирается стандартное значение модуля [1, с. 75].

Число зубьев червячного колеса стандартами не устанавливается. Минимальное число зубьев в силовых передачах (при меньших значениях ухудшаются условия работы передачи, происходит подрез зубьев червячного колеса). Для силовых передач оптимальными значениям являются (при > 80 значительно увеличиваются габариты передачи).

Число заходов (витков) червяка выбирается в зависимости от передаточного отношения и требуемой точности передачи. С увеличением уменьшается точность червяков и передачи. Стандарт устанавливает значения . Передачи большой мощности не выполняют с однозаходными червяками из-за малого КПД и сильного нагрева.

Исходя из выше сказанного, при передаточном числе принимаем . Число зубьев червячного колеса:

; .

Коэффициент диаметра червяка рекомендуется выбирать , так как увеличение приводит к снижению КПД передачи, а уменьшение – к падению изгибной жесткости червяка. В соответствии с последним условием допустимым считается значение . Меньшие значения применяют в быстроходных передачах (для ограничения окружных скоростей – v < 15 м/с). Большие значения обеспечивают червяку достаточную жесткость, поэтому их выбирают при высоких значениях передаточного числа и многозаходных червяках, кода из-за больших значений делительных диаметров червячного колеса ( ) расстояние между опорами вала-червяка получается значительным ( ).

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].

Червяки со смещением изготавливают в основном для вписывания передачи в стандартное межосевое расстояние . Обеспечение стандартных межосевых расстояний особенно важно для редукторов, так как это облегчает унификацию корпусных деталей. Предпочтительно использовать положительное смещение, при котором одновременно повышается изгибная прочность зубьев червячного колеса.

При выбранных стандартных значения , и коэффициент смещения червяка определяется по формуле

; .

Если окажется что | | > 1, то следует принять другие стандартные значения или , либо изменить значение на один или два.

Длина нарезанной части червяка определяется в зависимости от коэффициента смещения x и числа заходов червяка . Формулы для определения смотри [1, с. 76].

С учетом приведенных выше рекомендаций расчет геометрических параметров червячной передачи сводим в таблицу 2.

Угол обхвата для силовых передач должен находиться в пределах . В противном случае следует изменить ширину зубчатого венца червячного колеса .

Таблица 2 – Расчет геометрических параметров червячной передачи


2.4 Кинематические параметры и КПД червячной пары

По аналогии с винтовой парой при ведущем червяке КПД определяется по формуле



где – угол трения.

Угол трения определяется по формуле

,

где – коэффициент трения, зависящий от скорости скольжения.

КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка (увеличивается угол подъема витков червяка : ) и с уменьшением угла трения (коэффициента трения).

Скорость скольжения направлена по касательной к линии витка червяка (рисунок 2.1):



где – окружные скорости, соответственно, червяка и колеса на начальном диаметре, м/с.



По найденной скорости скольжения по таблице 4.9 [1, с. 77] находим значение угла трения .


2.5 Силы в зацеплении

Сила зацепления в червячной паре раскладывается на три составляющие (рисунок 2.1).

Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке , Н:

;

.

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе , Н:

;

.

Радиальные составляющие силы зацепления, Н:

,

где – угол профиля.

.



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



– коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса [1, с. 77]



Окружная скорость на делительном диаметре червячного колеса м/с, поэтому принимаем .



2.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Проверочный расчет на изгибную прочность для червячных передач выполняется по червячному колесу:



где – коэффициент формы зуба червячного колеса, определяемый в

зависимости от эквивалентного числа зубьев ;

– окружное усилие на делительном диаметре червячного колеса, Н.

.

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 – стрела прогиба, мм;

– расстояние между опорами, мм;

– приведенный момент инерции поперечного сечения червяка, мм⁴;

Е – модуль продольной упругости; для стали МПа

– допустимая стрела прогиба, мм.







2.8 Тепловой расчет червячной передачи

Формула теплового баланса для червячной передачи имеет вид

,

где – мощность на червяке, Вт;

– общий КПД червячной передачи (с учетом потерь в опорах и на

перемешивание масла);

– коэффициент теплопередачи;

– конечная температура нагрева масла в редукторе;

– температура окружающей среды, обычно принимаемая равной 20 °С;

– поверхность охлаждения корпуса редуктора;

– коэффициент, учитывающий отвод тепла в фундаментную раму или

плиту, обычно .

Общий КПД червячной передачи определяется по формуле

;

.

При естественном охлаждении коэффициент теплопередачи . При искусственном обдуве вентилятором, закрепленном на вале-червяке и вращающемся с частотой , об/мин, коэффициент определяется по формуле

.



При водяном охлаждении от змеевика .

Поверхность охлаждения корпуса редуктора , м²:

,

где – поверхность корпуса редуктора без ребер, м², ;

– расчетная поверхность ребер, м², (меньшие значения

при > 200 мм).

.

Температура нагрева масла в редукторе:



где – предельно допустимая температура нагрева масла; при верхнем

расположении червяка °С.



Следовательно, естественного охлаждения достаточно.

3 Расчет открытой клиноременной передачи
По номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение ремня Л [3, рис.7.3, с.134].
Диаметр меньшего шкива [3, с.131]:



Принимаем из стандартного ряда

Диаметр большего шкива [3, с.122]:



где - коэффициент скольжения ремня, [3, с.122].

Принимаем из стандартного ряда

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного [3, с.122]:






Условие выполняется.
Межосевое расстояние следует принимать в интервале [3, с.131]:



где - высота сечения ремня, [3, табл. 7.7, с.131].



Принимаем предварительно близкое значение

Расчетная длина ремня [3, с.121]:





Принимаем ближайшее значение [3, табл. 7.7, с.132].

Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня [3, с.131]:



где


Тогда:



При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива [3, с.131]:



Необходимое для передачи заданной мощности число ремней [3, с.135]:



где - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, [3, табл., 7,8, с.133];

- коэффициент режима работы, [3, табл., 7.10, с.136];







- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня,

– коэффициент влияния угла обхвата, [3, с.135];

Принимаем .

Натяжение ветви клинового ремня [3, с.136]:



где - расчетная скорость ремня [3, с.123]:



- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для выбранного сечения ремня [3, с.136].

Сила, действующая на валы [3, с.136]:



Ширина шкивов:



Максимальное напряжение в сечении ремня [3, с.123]:



где – предел выносливости, для резинотканевых и кожаных ремней [3, с.124].

Напряжение от растяжения [3, с.125]:



где - натяжение ведущей ветви:



где - окружная сила в ременной передаче:





Принимаем

Напряжение от изгиба ремня [3, с.125]:



где – для кожаных и резинотканевых ремней, принимаем .

Напряжение от центробежной силы [3, с.125]:



где - плотность ремня.

Максимальное напряжение в сечении ремня [3, с.125]:



Условие выполнено.

Рабочий ресурс ремней [3, с.136]:



где - базовое число циклов. Для выбранного сечения ремня [3, с.136];

- предел выносливости (для клиновых ремней [3, с.139];
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения [3, с.124]:



- при постоянной нагрузке.


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 , радиальных и угловых смещений.

Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы , вызванной радиальным смещением валов (исключением являются муфты с торообразной оболочкой). Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы и опоры, можно не учитывать.

4.2. Определение расчетного момента и выбор муфты

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент , Н·м, установленный стандартом (см. К21…К26) [1]. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту , Н·м, который не должен превышать значение номинального момента:

,

где – коэффициент режима нагрузки [1, с. 251]; – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м, (см. таблицу 1).

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 Н·мм.

Диаметр должен находиться в интервале значений:

,

где – диаметр участка под муфту тихоходного вала

. (4.1)

Для машин с небольшими разгоняемыми массами и при спокойной работе (приводы конвейеров, испытательных установок). Для машин со средними разгоняемыми массами и переменной нагрузкой (поршневые компрессоры, строгальные станки, мельницы) . Для машин с большими разгоняемыми массами и ударной нагрузкой (молоты, прокатные станы, шаровые мельницы) [1. с. 251].

В соответствии с указанными рекомендациями для проектируемого привода цепного конвейера принимаем .

.

По найденным значениям мм (с учетом условия (4.1)) и Н·м по таблице К21 [1, с. 422] выбираем муфту с посадочным диаметром мм и номинальным вращающим моментом Н·м.

4.3 Определение нагрузки от муфты

Для упругих втулочно-пальцевых муфт нагрузка на валы , Н, определяется по формуле

,

г де – радиальное смещение, мм (см. таблицу К21 [1, с. 422]; – радиальная жесткость муфты, МПа, [1, с. 273 – 274], зависит от диаметра посадочного места полумуфты; для промежуточных значений диаметров значение определяется методом линейной интерполяции (рисунок 4.1):
;
.

.
5 Нагрузки валов редуктора

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

Элемент привода	Нагрузка, Н
	Обозначение	Значение
Червячная передача		8266,5
		1633,25
		3008,75
Клиноременная передача		1230,5
Муфта		2775