Привод люлечного элеватора — курсовая работа
Министерство образования и науки Российской Федерации
Магнитогорский государственный технический университет
Кафедра прикладной механики и деталей машин
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
«Привод люлечного элеватора»
Тяговая сила цепи F, кН – 2,8
Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2
Шаг тяговой цепи р, мм – 80
Число зубьев звездочки – 9
Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % — 6
Срок службы привода Lr , лет – 5.
1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):
Вт.
Определим общий КПД привода:
Требуемая мощность электродвигателя:
Вт.
Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:
рад/с;
мм.
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):
об/мин.
Общее передаточное число привода:
Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):
об/мин.
Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.
Номинальная частота вращения: 
об/мин.
рад/с.
Определяем фактическое передаточное число привода:
Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:
Uпер = 
.
Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора
рад/с
об/мин
рад/с
об/мин
рад/с
Определим вращающие моменты на валах привода:
Н·мм;
Н·мм.
2. Расчет зубчатых колес редуктора
Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.
НВср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,
НВср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.
Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:
МПа;
582 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
МПа.
Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:
мм.
Определяем нормальный модуль зацепления:
мм,
мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10 0 и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:
, тогда
Уточненное значение угла наклона зубьев:
Основные размеры шестерни и колеса:
мм;
мм.
мм.
мм,
мм.
мм,
мм.
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
мм,
мм.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
м/с – 9 степень точности.
Проверка контактных напряжений:
МПа.
МПа 3 Нм
— ведущая звездочка.
— ведомая звездочка.
Uц = 
Расчетный коэффициент нагрузки:
мм.
м/с.
Н.
Проверяем давление в шарнире:
МПа.
МПа.
Определим число звеньев цепи:
.
Определим диаметры делительных окружностей звездочек:
мм,
мм.
Определим диаметры наружных окружностей звездочек:
мм,
мм.
Н,
Н.
Расчетная нагрузка на валы:
Н.
Проверим коэффициент запаса прочности цепи:
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса 
=7,5. Условие S> выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Ступица звездочки — 
мм,
мм.
Толщина диска звездочки — 
мм.
Размеры ведомой звездочки:
7. Первый этап компоновки редуктора
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) 
мм;
б) 
мм – зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса;
в) расстояние между наружными кольцами подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса 
мм.
Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал.
Мазеудерживающие кольца – их ширину определяет размер y = 8÷12 мм.
Расстояние на ведущем валу l1 = 49 мм,
Расстояние на ведомом валу l2 = 51 мм.
Примем окончательно l1 = l2 = 51 мм.
Глубина гнезда подшипника lГ = 1,5В; для подшипника № 308 В = 23 мм, lГ = 1,5 · 23 = 34,5 мм.
Толщина фланца Δ = d0 = 12 мм.
Высота головки болта 0,7 d0 = 0,7·12 = 8,4 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.
8. Проверка долговечности подшипника
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 306:
где Pr 1 = 1452 H – радиальная нагрузка; осевая нагрузка Pa = Fa = 420 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kδ = 1, KT = 1.
Отношение 
, этой величине соответствует e = 0,22.
Отношение 
> e, x = 0,56, y = 1,99.
Расчетная долговечность, млн.об:
Расчетная долговечность, ч:
ч.
Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал.
Составляющие этой нагрузки:
Н.
Н,
Н.
Н,
Н.
Н,
Н.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники № 308 средней серии:
Отношение 
, этой величине соответствует 
.
Отношение 
> 
Н.
Расчетная долговечность, млн.об:
Расчетная долговечность, ч:
ч.
9. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.
Материал шпонок – Ст45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
3 3 Нм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфт l = 50мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получили изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки 
Нмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
получился близким к коэффициенту запаса 
. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными, и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, т.к. посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
Материал вала – Ст45 нормализованная, 
МПа.
Пределы выносливости 
МПа и 
МПа.
Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:
Крутящий момент Т2 = 166,1·10 3 Н·мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
Н·мм.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Н·мм.
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:
Н·мм.
Момент сопротивления кручению (d = 45мм, b = 14мм, t1 = 5,5мм):
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение 
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
Принимаем 
Изгибающий момент: 
Нмм.
Осевой момент сопротивления:
мм 3 .
Амплитуда нормальных напряжений:
МПа, 
Полярный момент сопротивления:
мм 2 .
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:
Концентрация напряжений обусловлена переходом от 40 мм к 35 мм при 
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.
Осевой момент сопротивления сечения:
мм 3 .
Амплитуда нормальных напряжений 
МПа.
Полярный момент сопротивления:
мм 3 .
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициент запаса прочности:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающий момент (положение X1 = 50мм):
Нмм.
Момент сопротивления сечения нетто при b = 10мм, t1 = 5 мм:
мм 3 .
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
МПа.
Момент сопротивления кручению сечения нетто:
мм 3 .
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициент запаса прочности:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:
Сведем результаты проверки в таблицу
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм 3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм 3 .
При контактных напряжениях 
и скорости V = 1,2 м/с выбираем масло индустриальное И 30 А по ГОСТ 20799–75.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
1. «Курсовое проектирование деталей машин» – Чернавский С.А. – М.: Машиностроение,1988.
2. «Руководство по курсовому проектированию деталей машин» – Блинов В.С – Магнитогорск, МГТУ, 2003.
Источник
