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 [?]FFL [?]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.


МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального обр

Больше работ по теме:

КОНТАКТНЫЙ EMAIL: [email protected]

Скачать реферат © 2017 | Пользовательское соглашение

Скачать      Реферат

ПРОФЕССИОНАЛЬНАЯ ПОМОЩЬ СТУДЕНТАМ