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
установки
|
Lr
|
Lc
|
tc
|
Lh, ч
|
Характер
нагрузки
|
Режим
работы
|
Ж\Д
станция
|
7
|
2
|
8
|
35•103
|
С
малыми колебаниями
|
Реверсивный
|
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
Вариант
|
Тип
двигателя
|
Номинальная
мощность Pном,
кВт
|
Частота
вращения, об/мин
|
|
|
|
синхронная
|
при
номинальном режиме nном
|
1
2 3 4
|
4АМ100S2У3
4АМ100L4У3 4АМ112MB6У3
4АМ132S8У3
|
4,0
4,0 4,0 4,0
|
3000
1500 1000 750
|
2880
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 δ- 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
двигателя
|
Мощность
машины, кВт
|
Частота
вращения, об/мин
|
Общее
передаточное число
|
Передаточное
число закр. передачи
|
Передаточное
число откр. передачи
|
4АМ112МВ6У3
|
4,0
|
950
|
65,9
|
25
|
3
|
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/мин
|
Параметр
|
Передача
|
Параметр
|
Вал
|
|
Закр
|
Откр
|
|
Двигателя
|
Редуктора
|
Приводной
рабочей машины
|
|
|
|
|
|
Б
|
Т
|
|
Передаточное
число U
|
25
|
3
|
Расчетная
мощность Р, кВт
|
4,0
|
2,8
|
2,28
|
2,1
|
|
|
|
Угловая
скорость , 1/с
|
99,4
|
33,1
|
1,3
|
1,3
|
КПД
|
0,8
|
0,91
|
Частота
вращения n, об/мин
|
950
|
316,6
|
12,6
|
12,6
|
|
|
|
Вращающий
момент Т, Н•м
|
32
|
87
|
1722,7
|
1654,5
|
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·ω2Lh
,
(3.2)
где ω2
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 [σ]F=КFL
[σ]B0,16
(3.4)
[σ]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 [σ]Н
уменьшаем на 15%:
[σ]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
передачи
|
Марка
материала
|
Dпред
|
Термообработка
|
HRCэ
|
В
|
|
[]Н
|
[]F
|
|
|
|
Способ
отливки
|
|
Н/мм2
|
Червяк
|
Сталь
45
|
80
|
У
|
45…50
|
890
|
650
|
-
|
-
|
Колесо
|
СЧ18
|
-
|
З
|
-
|
355
|
-
|
122,4
|
53,4
|
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:
.
(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 σF,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
расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Межосевое
расстояние
|
138
|
Ширина
зубчатого венца колеса b2
|
48,99
|
Модуль
зацепления m
|
4
|
Длина
нарезаемой части червяка b1
|
70,5
|
Коэффициент
диаметра червяка q
|
12,5
|
Диаметры
червяка: делительный d1
начальный dw1
вершин витков da1
впадин витков df1
|
50
54,8 58 40,4
|
Делительный
угол витков червяка , град
|
9
|
|
|
Угол
обхвата червяка венцом колеса, град
|
100
|
Диаметры
колеса: делительный d2=dw2
вершин зубьев da2
впадин зубьев df2
наибольший dам2
|
208
220,8 203,8 226,8
|
Число
витков червяка
|
2
|
|
|
Число
зубьев колеса
|
50
|
|
|
Проверочный
расчет
|
Параметр
|
Допускаемые
значения
|
Расчетные
значения
|
Примечание
|
Коэффициент
полезного действия
|
0,8
|
0,78
|
-
|
Контактные
напряжения σн,
Н/мм2
|
122,4
|
121,7
|
Недогрузка
1%
|
Напряжения
изгиба σF,
Н/мм2
|
53,4
|
25,75
|
Меньше
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 Δu:
(5.5)
=
= 3
·100%≤4%
(5.6)
Δu=
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
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Тип
цепи
|
ПР-63,5-35400
|
Диаметр
делительной окружности звездочек, мм: ведущей ведомой
|
486,6
1471,11
|
Межосевое
расстояние, мм
|
2635,7
|
Диаметр
окружности выступов звездочек, мм: ведущей ведомой
|
529
1523.82
|
Шаг
цепи, мм
|
63,5
|
Диаметр
окружности впадин звездочек, мм: ведущей ведомой
|
513,32 1422,33
|
Длина
цепи, мм
|
8404,8
|
|
|
Число
звеньев
|
127
|
|
|
Число
зубьев звездочки: ведущей ведомой
|
23 69
|
Сила
давления цепи на вал, Н
|
248574
|
Таблица 6 - Проверочный расчет
Параметр
|
Допускаемые
Значения
|
Расчетные
значения
|
Частота
вращения ведущей звездочки, об/мин
|
316,6
|
263,2
|
Число
ударов цепи, с-1
|
8
|
3,8
|
Коэффициент
запаса прочности
|
10,8
|
0,028
|
Давление
в шарнирах цепи, Н/мм2
|
32
|
0,216
|
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.