Привод к междуэтажному подъемнику

Размещено на http://www.allbest.ru/

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

1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Расчет силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор материалов зубчатых передач

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

3.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни и колеса

4. Расчет зубчатых передач редукторов

4.1 Выполнить проектный расчет редукторной пары

4.2 Выполнить проверочный расчет редукторной пары

5. Расчет открытой передачи

5.1 Расчет плоскоремённой передачи

5.2 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

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 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 д- 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

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 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

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 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:

N =573·щ₂L_h , (3.2)

где щ₂ угловая скорость соответствующего вала;

L_h- ресурс, часов;

N = 573·1,3·35·10³ = 26 ·10⁶ циклов.

Определяем сам коэффициент:

, (3.3)

.

Определяем допускаемое изгибное напряжение:

для колеса [у]_F=К_FL [у]_B0,16 (3.4)

[у]_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 [у]_Н уменьшаем на 15%:

[у]_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.

4.1 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:

z₂ = 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:

-1 ? 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:

d₁=12,5·4=50

d_w1 =4(12,5+2•0,6)=54,8

d_a1=50+2·4=58

d_f1=50-2,4·4=40,4

b₁ =(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:

.

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 у_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.

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 ун, Н/мм2	122,4	121,7	Недогрузка 1%
Напряжения изгиба уF, 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.

5.1 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 Дu:

(5.5)

= = 3

·100%?4% (5.6)

Дu=

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)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/



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.

U=.

=.

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;

F₀=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,

F_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.

7. В.В. Москаленко Электрический привод.-М.: Мастерство, 2000.

8. М.Г. Чиликин, А.С. Сандлер Общий курс электропривода.-М.: Энергоиздат, 1981.

Размещено на Allbest.ru