Материал: Привод к междуэтажному подъемнику

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 t_c= 8 ч.

Определяем ресурс привода L_h, часов:

 (1.1)

где L_r- срок службы привода, лет; L_c- число смен,

часов.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда:

L_h= ч

Рабочий ресурс привода принимаем  часов.

Таблица 1.1- Результаты расчета срока службы привода

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

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 U_зп=25

где U_зп, U_оп - 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:

[n_рм]= ± (2.8)

[n_рм]=  об/мин.

Определим фактическое передаточное число привода:

(2.9)

 об/мин.

Передаточные числа закрытой и открытой передачи:

Таблица 2.2 - Результат выбора типа двигателя

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 n_ном - 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 Р_дв - 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

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 и_оп=3 и одноступенчатого червячного редуктора с передаточным числом и_зп=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 HRC_э1, термообработка-улучшение и закалка ТВЧ, D_пред=80мм;

для колеса твердость центробежный способ отливки.

3.2 Определяем допускаемые изгибные напряжения _F для червячного колеса

Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

Наработка за весь срок службы:

 =573·ω₂L_h , (3.2)

где ω₂ угловая скорость соответствующего вала;

L_h- ресурс, часов;

 = 573·1,3·35·10³ = 26 ·10⁶ циклов.

Определяем сам коэффициент:

, (3.3)

.

Определяем допускаемое изгибное напряжение:

для колеса [σ]_F=К_FL [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 - 35v_s (3.5)

где v_s - 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

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 a_w, мм:

 , (4.1)

 мм.

Выбираем число витков червяка z₁:

так как передаточное число редуктора U_зп = 25, то z₁ = 2.

Определяем число зубьев червячного колеса:

₂ = z₁ ∙ U_зп (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 U_ф и проверяем его отклонение ∆U от заданного U:

; (4.8)

 .

 ; (4.9)

 ;

 .

Определяем фактическое значение межосевого расстояния a_w, мм:

; (4.10)

 мм.

Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:

для червяка:

диаметр делительный d₁ =qm (4.11)

начальный диаметр d_w1=m(q+2x) (4.12)

диаметр вершин витков d_a1= d₁ + 2m (4.13)

впадин зубьевd_f1= 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 = d_w1 = mz₂ (4.17)

диаметр вершин зубьев d_a2= d₂ +2m(1+х) (4.18)

впадин зубьев d_f2= d₂ - 2m(1,2 - х)  (4.19)

наибольший диаметр колеса  (4.20)

ширина венца при z₁ = 2: b₂ =0,355 а_w (4.21)

радиусы закруглений зубьев

(4.22)

 (4.23)

Вычисления:

₁=12,5·4=50_w1 =4(12,5+2∙0,6)=54,8_a1=50+2·4=58_f1=50-2,4·4=40,4

 ₁ =(10+5,5∙|0,6|+2)∙4+9,3=70,5

d₂ =4·52=208

d_a2=208+2·4(1+0,6)=220,8

d_aм2≤220,8+6∙4/2+2=226,8

d_f2=208-2·4(1,2-0,6)=203,2

b₂ =0,355·138=48,99

R_a=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 σ_F,Н/мм²:

 (4.29)

Где m -модуль зацепления, мм;

b₂ - ширина зубчатого колеса, мм;

F_t2 - 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.

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) К_э - 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, [p_ц]=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 u_ф 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; К_z - 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

P_ц=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) F_p=35400 Н - разрушающая нагрузка цепи

б) F₀ - предварительное натяжение цепи от провисания ее ведомой ветви, Н:

где К_f=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) F_v - натяжение цепи от центробежных сил, Н:

 (5.23)

F_v=166,4²=655,3 Н

 (5.24)

Определим силу давления цепи на вал F_оп, Н:

 (5.25)

где к_в=1 - коэффициент нагрузки вала,

_оп=1356+2124109=248574 Н.

Таблица 5-Параметры цепной передачи

Таблица 6 - Проверочный расчет

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.