Привод к междуэтажному подъемнику
МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
"Курская государственная сельскохозяйственная академия имени профессора И.И. Иванова"
Факультет инженерный
Кафедра физики и технической механики
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
По дисциплине "Механика"
Привод к междуэтажному подъемнику
Выполнил:
студент группы АИЭ113б
Дураков Р.А.
Проверил:
к.т.н. старший преподаватель
О.В.Летова
КУРСК - 2014
Аннотация
Привод к междуэтажному подъемнику
Пояснительная записка объемом 30 листов, 2 графических материала , 2 листа формата А4 и А1.
В данной курсовой работе на тему "Привод к междуэтажному подъемнику" выполнено: выбор двигателя, кинематический расчет привода, расчет передач машинного агрегата, разработана и изображена кинематическая схема привода, разработан и изображен общий вид привода.
Содержание
Введение
. Разработка кинематической схемы машинного агрегата
. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения
.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
.3 Расчет силовых и кинематических параметров привода
. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
.1 Выбор материалов зубчатых передач
.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни и колеса
. Расчет зубчатых передач редукторов
.1 Выполнить проектный расчет редукторной пары
.2 Выполнить проверочный расчет редукторной пары
. Расчет открытой передачи
.1 Расчет плоскоремённой передачи
.2 Выполним проверочный расчет открытой передачи
Заключение
Список используемых источников
Приложения
Введение
Курс "Механика" посвящен рассмотрению основ расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения, встречающихся в различных механизмах и машинах. Механизмом называют систему твердых тел, предназначенную для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других тел (редуктор, коробка передач и др.). Машиной называют механизм или устройство, выполняющее механические движения, служащие для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения или замены физического или умственного труда человека и повышения его производительности. Все машины состоят из деталей, которые объединены в узлы (сборочные единицы). Деталью называют часть машины, изготовленную без применения сборочных операций (болт, шпонка, зубчатое колесо и др.). Узлом называют сборочную единицу, состоящую из деталей, имеющих общее функциональное назначение (подшипник качения, вал в сборе с подшипниками и зубчатыми колесами, коробка передач, муфта и др.). Целью курса является изучение основ расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения с учетом режима работы и требуемого ресурса машины. При этом рассматриваются вопросы выбора материала, способа термической обработки, получения рациональной формы деталей, их технологичности и необходимой точности изготовления. Редуктор - это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.
1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата
Устанавливаем подъемник на железнодорожную станцию для обработки товарных вагонов. Работа в 2 смены, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены tc= 8 ч.
Определяем ресурс привода Lh, часов:
(1.1)
где Lr- срок службы привода, лет; Lc- число смен,
часов.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда:
Lh= ч
Рабочий ресурс привода принимаем часов.
Таблица 1.1- Результаты расчета срока службы привода
Место установкиLrLctcLh, чХарактер нагрузки Режим работы Ж\Д станция72835103С малыми колебаниямиРеверсивный
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Определяем требуемую мощность машины:
(2.1)
где F- значение тяговой силы, кН; v- линейная скорость, м/с.
Определяем КПД всего привода:
,(2.2)
где соответственно КПД закрытой, открытой передач, муфты, подшипников качения, подшипников скольжения:
Находим требуемую мощность двигателя:
(2.3)
Определяем номинальную мощность двигателя
Принимаем мощность равную 4,0кВт
Выбираем тип двигателя:
Таблица 2.1
ВариантТип двигателяНоминальная мощность Pном, кВтЧастота вращения, об/минсинхроннаяпри номинальном режиме nном1 2 3 44АМ100S2У3 4АМ100L4У3 4АМ112MB6У3 4АМ132S8У34,0 4,0 4,0 4,03000 1500 1000 7502880 1430 950 720
Определяем частоту вращения звездочки:
,(2.4)
где Z-число зубьев звездочки; р- шаг тяговой цепи, мм.
об/мин.
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Находим передаточное число для каждого варианта:
(2.5)
Производим разбивку общего передаточного числа:
(2.6)
принимаем Uзп=25
где Uзп, Uоп - передаточные числа открытой и закрытой передачи;
Выбираем ; двигатель 4АМ112МВ6У3; n =950 об/мин.
Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения вала:
(2.7)
где ?- допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины
об/мин.
Определим допускаемую частоту вращения вала рабочей машины:
[nрм]= ± (2.8)
[nрм]= об/мин.
Определим фактическое передаточное число привода:
(2.9)
об/мин.
Передаточные числа закрытой и открытой передачи:
Таблица 2.2 - Результат выбора типа двигателя
Тип двигателяМощность машины, кВтЧастота вращения, об/минОбщее передаточное числоПередаточное число закр. передачиПередаточное число откр. передачи4АМ112МВ6У34,095065,9253
2.3 Расчет силовых и кинематических параметров привода
Силовые (мощность и вращающийся момент) и и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчётной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.
Расчет угловой скорости номинальной, на быстроходном и на тихоходном валу и рабочей машины, рад/с:
(2.10)
где nном - номинальная частота вращения, об/мин.
рад/с,
(2.11)
рад/с,
(2.12)
рад/с,
(2.13)
рад/с.
Расчет частоты вращения на быстроходном и тихоходном валу, и валу рабочей машины, об/мин:
(2.14)
об/мин,
(2.15)
об/мин,
(2.16)
об/мин.
Расчет вращающего момента на быстроходном и тихоходном валу, момента двигателя и рабочей машины, Н·м:
,(2.17)
где Рдв - мощность двигателя, Вт.
,
(2.18)
,
(2.19)
,
(2.20)
.
Расчет мощности на быстроходном и тихоходном валу, мощности на двигателе, мощности рабочей машины, кВт:
,
(2.30)
,
(2.30)
,
(2.31)
.
Таблица 2.3- Результаты расчета силовых и кинематических параметров
Тип двигателя 4АМ112МВ6У3 Рном=4,0 кВт; n =950 об/минПараметрПередачаПараметрВалЗакрОткрДвигателяРедуктораПриводной рабочей машиныБТПередаточное число U253Расчетная мощность Р, кВт4,02,82,282,1Угловая скорость , 1/с99,433,11,31,3КПД 0,80,91Частота вращения n, об/мин950316,612,612,6Вращающий момент Т, Нм32871722,71654,5
3. Выбор материалов червячных передач. Определение допускаемых напряжений
Привод к качающемуся подъемнику с двигателем мощностью Р=4,0 кВт и частотой вращения п=950 об/мин состоит из цепной передачи передачи с передаточным числом иоп=3 и одноступенчатого червячного редуктора с передаточным числом изп=25. Нужно выбрать материал передачи редуктора и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.
3.1 Выбираем материал червячной передачи
Определяем марку стали:
для червяка-45, твердость ?45HRC;
т.к. скорость скольжения:
(3.1)
м/с
1,6 ? 2, тогда выбираем группу 3 - серые чугуны с пластинчатым графитом, для колеса-СЧ18.
Определяем механические характеристики стали 45:
для червяка твердость 45...50 HRCэ1, термообработка-улучшение и закалка ТВЧ, Dпред=80мм;
для колеса твердость центробежный способ отливки.
3.2 Определяем допускаемые изгибные напряжения F для червячного колеса
Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.
Наработка за весь срок службы:
=573·?2Lh , (3.2)
где ?2 угловая скорость соответствующего вала;
Lh- ресурс, часов;
= 573·1,3·35·103 = 26 ·106 циклов.
Определяем сам коэффициент:
, (3.3)
.
Определяем допускаемое изгибное напряжение:
для колеса [?]F=КFL [?]B0,16 (3.4)
[?]F= 0,16·890?0,5 = 71,2 Н/мм2.
Так как передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение допускаемого изгибного напряжения нужно уменьшить на 25%:
Н/мм2.
3.3 Определяем допускаемые контактные напряжения колеса Н.
Определяем допускаемое напряжение :
для колеса Н=200 - 35vs (3.5)
где vs - скорость скольжения,
Н= 200 - 35?1,6 = 144 Н/мм2.
Так как червячная передача расположена вне масляной ванны, то [?]Н уменьшаем на 15%:
[?]Н = 144? 0,85=122,4 Н/мм2.
Составляем табличный ответ к задаче (табл. 3.4).
Таблица 3.4.- Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачиМарка материалаDпредТермообработкаHRCэВ[]Н[]FСпособ отливкиН/мм2ЧервякСталь 4580У45…50890650--КолесоСЧ18-З-355-122,453,4
4. Расчет червячной передачи редуктора
Расчёт червячной передачи производится в два этапа: первый расчёт - проектный, второй - проверочный.
.1 Выполняем проектный расчет редукторной пары
Определим межосевое расстояние aw, мм:
, (4.1)
мм.
Выбираем число витков червяка z1:
так как передаточное число редуктора Uзп = 25, то z1 = 2.
Определяем число зубьев червячного колеса:
2 = z1 ? Uзп (4.2)
z2 = 25 ? 2 = 52.
Выполняется условие отсутствия подрезания зубьев.
Определяем модуль зацепления, m, мм:
(4.3)
мм.
Полученное значение m округляем в большую сторону до стандартного m=4.
Определяем коэффициент диаметра червяка из условия жесткости:
(4.6)
.
Определяем коэффициент смещения инструмента x:
; (4.7)
.
Выполняется условие неподрезания и незаострения зубьев колеса:
? 0,6 ? 1.
Определяем фактическое передаточное число Uф и проверяем его отклонение ?U от заданного U:
; (4.8)
.
; (4.9)
;
.
Определяем фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:
; (4.10)
мм.
Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:
для червяка:
диаметр делительный d1 =qm (4.11)
начальный диаметр dw1=m(q+2x) (4.12)
диаметр вершин витков da1= d1 + 2m (4.13)
впадин зубьевdf1= d1 - 2,4m (4.14)
делительный угол подъема линии витков (4.15)
длина нарезаемой части червяка (4.16)
для венца червячного колеса:
диаметр делительный d2 = dw1 = mz2 (4.17)
диаметр вершин зубьев da2= d2 +2m(1+х) (4.18)
впадин зубьев df2= d2 - 2m(1,2 - х) (4.19)
наибольший диаметр колеса (4.20)
ширина венца при z1 = 2: b2 =0,355 аw (4.21)
радиусы закруглений зубьев
(4.22)
(4.23)
Вычисления:
1=12,5·4=50w1 =4(12,5+2?0,6)=54,8a1=50+2·4=58f1=50-2,4·4=40,4
1 =(10+5,5?|0,6|+2)?4+9,3=70,5
d2 =4·52=208
da2=208+2·4(1+0,6)=220,8
daм2?220,8+6?4/2+2=226,8
df2=208-2·4(1,2-0,6)=203,2
b2 =0,355·138=48,99
Ra=0,5?50+1,2?4=29,8
; .
4.2 Выполним проверочный расчет редукторной пары
Определяем КПД червячной передачи:
; (4.24)
Угол определяется в зависимости от фактической скорости скольжения:
; (4.25)
.
Таким образом , из этого следует:
.
Проверим контактные напряжения зубьев колеса, Н/мм2:
(4.26)
где: К - коэффициент нагрузки, определяется в зависимости от окружной скорости колеса:
, м/с; (4.27)
.
Таким образом К = 1.
-допускаемое контактное напряжение зубьев колеса;
окружная сила на колесе, Н:
; (4.28)
.
;
.
Напряжения в пределах допускаемой недогрузки.
Проверим напряжения изгиба зубьев колеса ?F,Н/мм2:
(4.29)
Где m -модуль зацепления, мм;
b2 - ширина зубчатого колеса, мм;
Ft2 - окружная сила в зацеплении, Н;
- коэффициент нагрузки;
- коэффициент формы зуба колеса. Определяют по таблице в интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
; (4.30)
.
Таким образом = 1,45.
.
При проверочном расчете получаются меньше , так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.
Составим табличный отчёт
Таблица 4.- Параметры червячной передачи, мм.
Проектный расчетПараметрЗначениеПараметрЗначениеМежосевое расстояние 138Ширина зубчатого венца колеса b248,99Модуль зацепления m4Длина нарезаемой части червяка b170,5Коэффициент диаметра червяка q 12,5Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1 50 54,8 58 40,4Делительный угол витков червяка , град9Угол обхвата червяка венцом колеса, град100Диаметры колеса: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dам2 208 220,8 203,8 226,8Число витков червяка 2Число зубьев колеса 50Проверочный расчетПараметрДопускаемые значенияРасчетные значенияПримечаниеКоэффициент полезного действия 0,80,78-Контактные напряжения ?н, Н/мм2122,4121,7Недогрузка 1%Напряжения изгиба ?F, Н/мм253,425,75Меньше на 61%
5. Расчет открытой передачи
Расчёт открытых и закрытых зубчатых передач проводится в два этапа: первый - определить силовые и кинематические характеристики передачи, второй - выбрать материалы зубчатой пары и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.
.1 Расчет цепной передачи
Определим шаг цепи p, мм:
(5.1)
Где :
а) T1 - вращающий момент на ведущей звездочке(тихоходном валу
редуктора), T1=87 Н?м;
б) Кэ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой
произведение пяти поправочных коэффициентов:
(5.2)
в) z1 - число зубьев ведущей звездочки,
(5.3)
г) - допускаемое давление в шарнирах цепи, [pц]=28Н/мм2;
д) v - число рядов цепи;
Определить число зубьев ведомой звездочки:
(5.4)
Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено:
Условие выполняется:
Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ?u:
(5.5)
= = 3
·100%?4% (5.6)
?u=
Определим оптимальное межосевое расстояние a, мм, Из условия долговечности цепи
а=(30…50)p (5.7)
где p(P)- стандартный шаг цепи
a=40125=5000 мм
Тогда:
(5.8)
40
Определим число звеньев цепи :
(5.9)
Уточним межосевое расстояние в шагах :
Определить фактическое межосевое расстояние a, мм;
(5.11)
Определим длину цепи l,мм:
двигатель привод шестерня редуктор
Определить диаметры звездочек, мм.
Диаметр делительной окружности:
ведущей звездочки
ведомой звездочки
Диаметр окружности выступов:
ведущей звездочки
ведомой звездочки
где К=0,7 - коэффициент высоты зуба; Кz - коэффициент числа зубьев:
- ведущей и - ведомой звездочек,
- геометрическая характеристика зацепления,
Диаметр окружности впадин:
ведущей звездочки
ведомой звездочки
5.2 Проверочный расчет открытой передачи
Проверим частоту вращения меньшей звездочки n1, об/мин:
где n1 - частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин;
=15/p- допускаемая частота вращения
=15/63,5=263,2 об/мин
Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с-1:
где - расчетное число ударов цепи;
- допускаемое число ударов.
=.
=.
Определим фактическую скорость цепи v, м/с
Определим окружную силу, передаваемую цепью ,Н:
(5.20)
где P1 - мощность на ведущей звездочке;
Проверить давление в шарнирах Н/мм2 :
(5.21)
где - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:
А=19,8438,10=755,9
Pц=356,22,55/755,9=1,2
1,2 Н/мм228 Н/мм2
Проверим прочность цепи:
где [S]=12 - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей;
S - расчетный коэффициент запаса прочности,
,(5.22)
Где :
а) Fp=35400 Н - разрушающая нагрузка цепи
б) F0 - предварительное натяжение цепи от провисания ее ведомой ветви, Н:
где Кf=3 - коэффициент провисания для передач, наклонных к горизонту;
q=16 кг/м - масса 1м цепи;
g=9.81м/с2 - ускорение свободного падения;
0=3152635,79,81=1241098 Н.
в) Fv - натяжение цепи от центробежных сил, Н:
(5.23)
Fv=166,42=655,3 Н
(5.24)
Определим силу давления цепи на вал Fоп, Н:
(5.25)
где кв=1 - коэффициент нагрузки вала,
оп=1356+2124109=248574 Н.
Таблица 5-Параметры цепной передачи
ПараметрЗначениеПараметрЗначениеТип цепиПР-63,5-35400Диаметр делительной окружности звездочек, мм: ведущей ведомой 486,6 1471,11Межосевое расстояние, мм2635,7Диаметр окружности выступов звездочек, мм: ведущей ведомой 529 1523.82Шаг цепи, мм63,5Диаметр окружности впадин звездочек, мм: ведущей ведомой 513,32 1422,33Длина цепи, мм8404,8Число звеньев 127Число зубьев звездочки: ведущей ведомой 23 69Сила давления цепи на вал, Н248574
Таблица 6 - Проверочный расчет
ПараметрДопускаемые ЗначенияРасчетные значенияЧастота вращения ведущей звездочки, об/мин316,6263,2Число ударов цепи, с-183,8Коэффициент запаса прочности10,80,028Давление в шарнирах цепи, Н/мм2320,216
Заключение
Разработанный в курсовом проекте привод обеспечивает все заданные параметры при оптимальном весе и размерах. Использование стандартных деталей обеспечивает унификацию узлов и доступность запчастей. Конструкция горизонтально-разъемного корпуса обеспечивает простоту и малую трудоемкость сборочно-разборочных работ при техническом обслуживании и ремонте редуктора.
Список использованных источников
1. А.А. Эрдеди, Н.А. Эрдеди Детали машин.-М.: Высш. шк.; Изд.центр "Академия" 2002.-285с.
2. А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин.-Калининград: Ян-тар. сказ, 2002.-454с.
3. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов Конструирование узлов и деталей машин.-М.:
Высш. шк., 1985-416с.
4. В.И. Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя т1, 2, 3 .-М.: Машиностроение, 1980.-728с.
5. В.И. Кудрявцев Детали машин.-Л.: Машиностроение, 1980.
6. С.А. Чернавский и др. Проектирование механических передач.-М.: Машиностроение, 1984.
. В.В. Москаленко Электрический привод.-М.: Мастерство, 2000.
. М.Г. Чиликин, А.С. Сандлер Общий курс электропривода.-М.: Энергоиздат, 1981.
Больше работ по теме:
Предмет: Физика
Тип работы: Курсовая работа (т)
Новости образования
КОНТАКТНЫЙ EMAIL: [email protected]
Скачать реферат © 2017 | Пользовательское соглашение
ПРОФЕССИОНАЛЬНАЯ ПОМОЩЬ СТУДЕНТАМ