Проектирование электромеханического привода

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ОБРАЗОВАНИЯ РФ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Национальный исследовательский технологический университет «МИСиС»

Новотроицкий филиал

Кафедра оборудования металлургических предприятий

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»

Тема курсового проекта:

«Проектирование электромеханического привода»

Выполнил: Сарманов Т. М.

Группа: ЭП-12−33

Проверил: Гавриш П. В.

г. Новотроицк, 2014 г.

Оглавление

  • Техническое задание
  • Введение
  • 1. Срок службы приводного устройства
  • 2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода
    • 2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
  • 3. Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений
  • 4. Расчет закрытой червячной передачи
  • 5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи открытого типа
    • 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
  • 8. Выбор подшипников
  • 9. Проверочный расчет подшипников
  • 10. Конструктивная компоновка привода
  • Заключение
  • Список использованной литературы

Техническое задание

Привод к качающемуся подъемнику.

1 — Поликлиноременная передача,

2 — двигатель,

3 — червячный редуктор,

4 — тяговая цепь,

5 — подъемный монорельс,

6 — груз,

7 — муфта упругая с торообразной оболочкой.

Исходные данные:

Грузоподъемность

F, кН

1,5

Скорость подъема

м/с

0,65

Шаг тяговой цепи

р, мм

150

Число зубьев звездочки

z

7

Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи

д, %

6

Срок службы привода

Lг, лет

5

Введение

Курс «Детали машин» 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.

Цель данного курсового проекта рассчитать и спроектировать привод качающегося подъёмника, включающий: электродвигатель; червячный редуктор; муфту.

1. Срок службы приводного устройства

Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом качающегося подъемника и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепм. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки — с малыми колебаниями.

Срок службы привода определяется по формуле

Lh = 365LГКГtcLcKc

где LГ = 5 лет — срок службы привода;

КГ — коэффициент годового использования;

КГ = 300/365 = 0,82

где 300 — число рабочих дней в году;

tc = 8 часов — продолжительность смены

Lc = 2 — число смен

Кс = 1 — коэффициент сменного использования.

Lh = 365·5·0,82·8·2·1 = 24 000 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т. п. принимаем ресурс привода 21·103 часов.

Таблица 1.

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки

Lг

Lс

tс

Lh

Характер нагрузки

Режим работы

Заводской цех

5

2

8

21 000

С малыми колебаниями

Реверсивный

привод двигатель червячный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Fv = 1,5·0,65 = 0,975 кВт

Частота вращения звездочки

nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,65/7·150 = 37 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = зрпзчпзпк2зм,

где зм = 0,98 — КПД муфты [1c. 40],

зчп = 0,80 — КПД закрытой червячной передачи,

зpп = 0,97 — КПД открытой ременной передачи,

зпк = 0,995 — КПД пары подшипников качения,

з = 0,97·0,80·0,9952·0,98 = 0,753.

Требуемая мощность двигателя

Ртр = Ррм/з = 0,975/0,753 = 1,295 кВт.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А80В4:

мощность — 1,5 кВт,

синхронная частота — 1500 об/мин,

рабочая частота — 1415 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n1/nрм = 1415/37 = 38,24

Принимаем для червячной передачи u2= 20, тогда для открытой передачи

u1= u/u2= 38,24/20 = 1,91

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв =1415 об/мин 1 =1415р/30 =148,2 рад/с

n2 = n1/u1 =1415/1,91 =740 об/мин 2=740р/30 = 77,5 рад/с

n3 = n2/u2 =740/20 = 37 об/мин 3= 37р/30 = 3,87 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = zpn3/6·104 = 7·150·37/6·104 = 0,65 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0%

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтр = 1295 Вт

P2 = P1зрпзпк = 1295·0,97·0,995 = 1250 Вт

P3 = P2зчпзпк = 1250·0,80·0,995 = 995 Вт

Крутящие моменты:

Т1 = P1/1 = 1295/148,2 = 8,74 Н·м

Т2 = 1250/77,5 = 16,1 Н·м

Т3 = 995/3,87 = 257,1 Н·м

Результаты расчетов сводим в Таблицу 2.

Таблица 2.

Вал

Число оборотов об/мин

Угловая скорость рад/сек

Мощность кВт

Крутящий момент Н·м

Вал электродвигателя

1415

148,2

1,295

8,74

Ведущий вал редуктора

740

77,5

1,250

16,1

Ведомый вал редтора

37

3,87

0,995

257,1

3. Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c. 53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости > HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

vs = 4,2u310-3M21/3 = 4,220,03,8710-3257,11/3 = 2,07 м/с,

при vs <5 м/с рекомендуется [1 c54] бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки — центробежный: в = 700 МПа, т = 460 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

[]H = 300 — 25vs = 300 — 252,07 = 248 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[]F = 0,16вKFL,

где КFL — коэффициент долговечности.

KFL = (106/NэН)1/9,

где NэН — число циклов перемены напряжений.

NэН = 5732Lh = 5733,8 721 000 = 4,6107.

KFL = (106/4,6107)1/9 = 0,653

[]F = 0,167 000,653 = 73 МПа.

Таблица 3.

Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи

Марка стали

Термообработка

ув

у-1

[у]Н

[у]F

Н/мм2

Червяк

45

Закалка> HRC45

780

335

Колесо

Сборное:

венец — БрА10Ж4Н4

700

460

248

73

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(257,1·103/2482)1/3 = 98 мм

принимаем аw = 100 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1,51,7)aw/z2,

где z2 — число зубьев колеса.

При передаточном числе 20,0 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса:

z2 = z1u = 220,0 = 40

m = (1,51,7)100/40 = 3,84,3 мм,

принимаем m = 4,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,2120,25)z2 = (0,2120,25)40 = 8,510

принимаем q = 10

Коэффициент смещения

x = a/m — 0,5(q+z2)

х = 100/4,0 — 0,5(10+40) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

aw = 0,5m (q+z2+2x)

aw = 0,54,0(10+40 — 20) = 100 мм

Делительный диаметр червяка:

d1 = qm =104,0 = 40 мм

Начальный диаметр червяка

dw1 = m (q+2x) = 4,0(10−2·0) = 40,0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

da1 = d1+2m

da1 = 40+24,0 = 48 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

df1 = d1 — 2,4m

df1 = 40 — 2,44,0 = 30 мм.

Длина нарезной части червяка:

b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C

b1 = (10+5,50+2)4,0+0 = 48 мм.

при х < 0 С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

= arctg (z1/q) = arctg (2/10) = 11,31є

Делительный диаметр колеса:

d2 = mz2

d2 = 4,040 = 160 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

da2 = d2+2m (1+x)

da2 = 160+24,0(1+0) = 168 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

df2 = d2 — 2m (1,2 — x)

df2 = 160 — 24,0(1,2 — 0) = 150 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

dam2 = da2+6m/(z1+2)

dam2 = 168+64,0/(2+2) = 174 мм.

Ширина венца колеса:

b2 = 0,355aw = 0,355 100 = 36 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

vs = u2d1/(2000cos)

vs = 203,8740/(2000cos11,31є) = 1,58 м/с

Коэффициент полезного действия червячной передачи

= (0,950,96)tg/tg (+)

где = 2,50є - приведенный угол трения [1c. 74].

= (0,950,96)tg11,31є/tg (11,31є+2,50є) = 0,78.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2257,1103/160 = 3214 H.

Радиальная на червяке и колесе:

Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 3214tg20 =1170 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

Ft1 = Fa2 = 2M1/d1 = 216,1103/40 = 805 H

Расчетное контактное напряжение

Н = 340(Ft2K/d1d2)0,5,

где К — коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v2 = 3d2/2000 = 3,87 160/2000 = 0,30 м/с

при v2 < 3 м/с К = 1,0

Н = 340(32 141,0/40 160)0,5 = 241 МПа,

недогрузка (248 — 241)100/248 = 2,8% < 10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

F = 0,7YF2Ft2K/(b2m),

где YF2 — коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

zv2 = z2/(cos)3 = 40/(cos11,31є)3 = 42,4 YF2 = 1,52.

F = 0,71,5 232 141,0/(364,0) = 23,7 МПа.

Условие F < []F = 73 МПа выполняется.

Так как условия 0,85< H < 1,05[H] и F < [F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течение всего срока службы привода.

Таблица 4.

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw

100 мм.

Ширина зубчатого винца b2

36 мм.

Модуль зацепления m

4

Длина

нарезаемой части

червяка b1

48 мм

Коэффициэнт диаметра червяка q

10 мм

Диаметры червяка:

Делительный d1

Начальный dw1

Вершин витков da21

Впадин витков dл

40

40

48

30

Делительный угол витков червяка Y, град.

11,31?

Угол обхвата червяка венцом, 2б град.

Диаметры колеса:

Делительный d2 = dw2

Вершин зубьев da2

Впадин зубьев dл

Наибольший daм2

160

168

150

174

Число витков червяка z1

2

Число зубьев колеса z2

40

5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи открытого типа

Выбор ремня

По номограмме выбираем ремень сечения К

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d1min =40 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1ч2 размера больше d1 = 80 мм

Диаметр большого шкива

d2 = d1u (1-е) = 80•1,91(1−0,01) = 152 мм

где е = 0,01 — коэффициент проскальзывания

принимаем d2 = 160 мм

Фактическое передаточное число

u = d2/d1(1 — е) = 160/80(1 — 0,01) = 2. 02

Отклонение от заданного Дu = (2,02 — 1,91)·100/1,91 = 5,7% < 6%

Межосевое расстояние

a > 0,55(d1+d2) + H = 0,55(80+160) + 4,0 = 136 мм

h = 4,0 мм — высота ремня сечением K

принимаем, а = 200 мм

Длина ремня L = 2a + w +y/4a

w = 0,5р (d1+d2) = 0,5р (80+160) = 377

y = (d2 — d1)2 = (160 — 80)2 = 6400

L = 2•200 + 377 + 6400/4•200 = 785 мм

принимаем L = 800 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L — w) + [(L — w)2 — 2y]0,5}

а = 0,25{(800 — 377) +[(800 — 377)2 — 2•6400]0,5} = 208 мм

Угол обхвата малого шкива

б1 = 180 — 57(d2 — d1)/a = 180 — 57(160- 80)/208 = 158є

Скорость ремня

v = рd1n1/60 000 = р80•1415/60 000 = 5,9 м/с

Окружная сила

Ft = Р/v = 1,295•103/5,9 = 219 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

Cp = 0,9 — спокойная нагрузка при двухсменном режиме

Cб = 0,93 — при б1 = 158є

Сl = 1,02 — коэффициент учитывающий отношение L/L0, L0=0,7 м

[Р] = Р0CpCб

P0 = 2,35 кВт — номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 2,35•0,9•0,93·1,02 = 2,00 кВт

Число клиньев

Z = 10Р/[Р] = 10·1,295/2,00 = 6,5

принимаем Z = 7

Натяжение ветви ремня

F0=850Р /VCpCб=850•1,295/5,9•0,93•0,9=223 H

Сила действующая на вал

Fв = 2F0sin (б1/2) = 2•223sin (158/2) = 433 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

уmax = у1 + уи+ уv < [у]p = 10 Н/мм2

у1 — напряжение растяжения

у1 = F0/A + Ft/2A = 223/60 + 219/•2•60 = 5,54 Н/мм2

А — площадь сечения ремня

А = 0,5b (2H — h)

b — ширина ремня

b = (z — 1) p + 2f = (7- 1)2,4 + 2·3,5 = 21,4 мм

А = 0,5·21,4(2·4,0 — 2,35) = 60 мм2

уи — напряжение изгиба

уи = Eиh/d1 = 80•2,35/80 = 2,35 Н/мм2

Eи = 80 Н/мм2 — модуль упругости

уv = сv210-6 = 1300•5,92•10-6 = 0,05 Н/мм2

с = 1300 кг/м3 — плотность ремня

уmax = 5,54+2,35+0,05 = 7,94 Н/мм2

условие уmax < [у]p выполняется

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала — сталь 45,

термообработка — улучшение: ув = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т — передаваемый момент;

d1 = (16,1·103/р10)1/3 = 20 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 25 мм;

длина выходного конца:

l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)25 = 2538 мм,

принимаем l1 = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 25+22,2 = 29,4 мм,

где:

t = 2,2 мм — высота буртика;

принимаем d2 = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

l2 1,5d2 =1,530 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 30 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d1 = (257,1·103/р15)1/3 = 44 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 45+22,5 = 50,0 мм,

где t = 2,5 мм — высота буртика;

принимаем d2 = 45 мм.

Длина вала под уплотнением:

l2 1,25d2 =1,2550 = 63 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d3 = d2 + 3,2r = 50+3,22,5 = 58,0 мм,

принимаем d3 = 60 мм.

8. Выбор подшипников

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки, предварительно назначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии № 27 306 для червячного вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. В плавающей опоре, А используется радиальный шарикоподшипник № 306, воспринимающий только радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии № 7210.

Таблица 5.

Размеры и характеристика выбранного подшипника

d, мм

D, мм

B, мм

C, кН

C0, кН

е

Y

27 306

30

72

19

30,0

21,0

0,721

0,833

306

30

72

21

29,1

14,6

7210

50

90

22

52,9

40,6

0,37

1,60

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.

P = (XVFRB + YFaбКТ,

где Х — коэффициент радиальной нагрузки

Y — коэффициент осевой нагрузки

V = 1 — вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212]

Кб = 1,5 — коэффициент безопасности [1c. 214]

КТ = 1 — работа при t < 100o C [1c. 214]

отношение Fa/В = 3214/404 = 7,9 > e: следовательно Х = 0,4; Y = 0,833

Р = (0,4·1·404+0,8 333 214)1,5·1 = 4258 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза больше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда

Стр = Р (573L/106)0,3 =

= 4258(57 377,521000/106)0,3 = 33,1 кH < C= 30,0·1,7 = 51,0 кН

Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 106(51,0103 /4258)3,333/60 740 = 88 472 часов,

больше ресурса работы привода, равного 21 000 часов.

Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А

P = (XVFRАбКТ,

где Х = 1 — коэффициент радиальной нагрузки

Р = (1,0·1·1680)1,5·1 = 2520 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника: Стр = Р (573L/106)0,333

Стр = 2520(57 377,521000/106)0,333 = 24,6 кH < C= 29,1 кН

Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 106(29,1103 /2520)3/60 740 = 34 681 часов,

больше ресурса работы привода, равного 21 000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

SC = 0,83eC = 0,830,37·8304 = 2550 H,

SD = 0,83eD = 0,830,377 420 = 2279 H.

Результирующие осевые нагрузки:

FaC = SC =2550 H,

FaD = SC + Fa =2550+ 805 = 3355 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение Fa/Fr= 2550/8304 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,01,8 304+0)1,51,0 =12 456 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение Fa/Fr= 3355/7420 = 0,45 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,6

Р = (1,00,47 420+1,6•3355)1,51,0 =12 504 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника: Стр = Р (573L/106)0,3

Стр =12504(5733,8 721 000/106)0,3 = 39,6 кH < C = 52,9 кН

Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 106(52,9103 /12 504)3,333/6037 = 55 139 часов,

больше ресурса работы привода, равного 21 000 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы: dст = 1,6d3 = 1,6·60 = 96 мм.

Длина ступицы: lст = (1ч1,5)d3 = (1ч1,5)60 = 60ч90 мм,

принимаем lст = 60 мм

Толщина обода:

S = 0,05d2 = 0,05·160,0 = 8 мм

S0 = 1,2S = 1,2·8 = 10 мм

Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: dа1 = 48 мм, b1 = 48 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752–79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора — плавающая.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,04ат + 2 = 0,04·100 + 1 = 5,0 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

— фундаментных

d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·100 + 12 = 15,6 мм

принимаем болты М16;

— крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = 0,75d1 = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

— соединяющих крышку с корпусом

d3 = 0,6d1 = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d1 = 80 мм

Диаметр шкива конструктивный

de1 = d1 — 2t = 80 — 2•1,0 = 78,0 мм

Ширина шкива

B = (z — 1) p + 2f = (7- 1)2,4+ 2•3,5= 21,4 мм

Толщина обода

д = 1,6е = 1,6•2,35 = 3,76 мм

принимаем д= 4 мм

Толщина диска

С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм

принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 22 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6•22 = 35,2 мм

принимаем dст = 40 мм

Длина ступицы lст = lдв = 50 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d1 = 160 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 — 2t = 160 — 2•1,0 = 158 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 25 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6•25 = 40 мм

принимаем dст = 40 мм

Длина ступицы lст = l1 = 40 мм.

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20 884–82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = kТ1 = 1,5·257,1 = 386 Н·м < [T]

где k = 1,5 — коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8 Смазывание

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,250 0,8 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,58 м/с и контактном напряжении уН=241 МПа =25·10-6 м2

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-460

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов — смазочным материалом УТ-1.

Заключение

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме «Привод к качающемуся подъемнику» выполнен следующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры. По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, таблица допусков и посадок.

Критерий технического уровня спроектированного редуктора:

Масса редуктора

m = цсd10,785d22•10-9

m = 8,5•7300•40•0,785•1602•10-9 = 50 кг

где:

ц = 8,5 — коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м3 — плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T2

г = 50/257 = 0,19

При г = 0,1…0,2 технический уровень редуктора считается средним, а производство в большинстве случаев экономически неоправданным.

Список использованной литературы

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Высш. шк., 1991. -432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

3. Чернилевский Д. В. Проектирование деталей машин и механизмов. — М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О. П. Курсовое проектирование. — М. :Высш. шк., 1990.

5. Дунаев Н. В. Детали машин. Курсовое проектирование. — М. :Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 1−3 — М. :Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В. А., Шошин А. И. Справочник по машиностроительному черчению. — Л.: Машиностроение, 1988.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой