Привод к междуэтажному подъёмнику

Техническое задание

на курсовой проект по деталям машин

учащемуся 2 курса заочного отделения 21 группы

факультета природных ресурсов и нефтегазового дела

Новоселова Андрея Сергеевича

Дата выдачи задания__________Срок окончания проекта________

Преподаватель____________________Семенов Николай Сергеевич

1. Кинематическая схема машинного агрегата № 12, вариант 7.

Устанавливаем привод к междуэтажному подъемнику в офисное здание, как пассажирский лифт. Работа в одну смену, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены tc= 10 часов.

Определим ресурс привода

Lh = 365 Lг Кг tc Lc Кc = 365·6·0.658·10·1·0.8 = 11500 часов

Кг = = 0,658

Кс = = 0,8

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики рабочей машины

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определяем требуемую мощность подъёмника:

Ррм = = 5·103·0.35 = 1.75 кВт

Определяем КПД всего привода:

з = ззп зоп зм зпк2 зпс = 0,80,91·0,98·0,992·0,98 = 0,7

Находим требуемую мощность двигателя:

Рдв = = 2,46 кВт

По таблице К9 учебного пособия выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью 3 кВт, применяя для расчета два типа двигателя:

Таблица 2.1 Технические данные выбранных двигателей

Определяем частоту вращения барабана:

nрм = = 26,25 об/мин

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

u = /nрм = nном /26,25

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для

вариантов передаточное число открытой передачи постоянным uоп=3 (2-й способ):

uзп = u/uоп = u/3

Таблица 2.2 Передаточные числа

Анализируя полученные значения передаточных чисел (2-й способ), приходим к выводу:

во втором варианте (u=54,67; nном=1435 об/мин) получилось большое значение общего передаточного числа;

из рассмотренных вариантов предпочтительнее первый (u=12,5; nном=955 об/мин), так как согласно ГОСТ 2144-75 значения первого ряда следует предпочитать значениям второго. Также здесь передаточное число редуктора меньше, ресурс двигателя выше.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала подъёмника:

Дnрм = nрмд/100 = 26,25·6/100 = 1.58 об/мин

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала подъёмника. приняв Дnрм = - 0,78 об/мин:

[nрм]= nрм+ Дnрм =26,25-0,78 = 25,47 об/мин;

отсюда фактическое передаточное число привода

uф==37,5;

передаточное число цепной передачи uоп=== 3

Таким образом. выбираем двигатель AM112МА6УЗ (Рном=3 кВт, nном=955 об/мин); передаточные числа: привода 37.5, редуктора 12.5, цепной передачи 3.

Определим силовые и кинематические параметры привода по кинематической схеме: дв--м--зп--оп--рм:

Таблица 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Результаты расчета сводим в табл. 2.4

Таблица 2.4

3. Расчет закрытой червячной передачи

по таблице 3.1 учебного пособия выбираем марку стали для червяка: сталь 40X, твердость ? 45 HRC, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ; по таблице 3.2 учебного пособия ув = 900 Н/мм2, ут = 750 Н/мм2.

Определяем скорость скольжения:

vs = = = 2,84 м/с.

В соответствии со скоростью скольжения по таблице 3.5 учебного пособия выбираем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья ув = 700 Н/мм2, ут = 460 Н/мм2.

Для материала венца червячного колеса по таблице 3.6 учебного пособия определяем допускаемые контактные [у]H и изгибные [у]F напряжения:

а) при твердости витков червяка ? 45 HRC допускаемые контактные напряжения [у]H = 300-25vs = 300-25?2,84 = 229 Н/мм2;

б) находим коэффициент долговечности KHL = ,

где наработка N = 573 щ2 Lh= 573?8?11500 = 52,7?106 циклов.

Тогда KHL = = 0,64.

в) допускаемые изгибные напряжения для реверсивной передачи

[?F] = 0,16увKHL = 0,16?700?0,64 =71,7 Н/мм2

В соответствии с рекомендациями уменьшаем [?F] на 25 % [?F] = 53,8 Н/мм2

Составляем табличный ответ к задаче 3:

Таблица 3.1

4. Расчет закрытой передачи

Межосевое расстояние

аw = 61 = 61 = 107,6 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 аw = 110 мм.

Выбираем число витков червяка: z1 = 4.

Определяем число зубьев червячного колеса: z2= z1 uзп= 4?12,5 = 50.

Определяем модуль зацепления

m = (1,5?1,7) = (1,5?1,7) (0,01?0,02)130 = 3,3?3,7 мм, округляем до 3,5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q ? (0,212…0,25)? z2 = 12,5

Определяем коэффициент смещения инструмента х:

х = - 0,5(q+ z2) = 110/3,5- 0,5? (12,5+50) = 0,15.

Определяем фактическое передаточное число редуктора:

uф===12,5.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

аw = 0,5m(q+ z2+2х) = 0,5?3,5(12,5+50+0,3) = 110,0 мм

Определяем основные геометрические размеры передачи:

а) основные размеры червяка:

- делительный диаметр d1 = qm = 12,5?3,5 = 43,75 мм;

- начальный диаметр dw1 = m(q+2x) = 3,5?(12,5+2?0,15) = 44,8 мм;

- диаметр вершин витков dа1 = d1 +2 m = 43,75+2?3,5 = 50,75 мм;

- диаметр впадин витков df1 = d1 -2,4 m = 43,75-2,4?3,5 = 35,35 мм;

- делительный угол подъема линии витков червяка г

г = arctg ( = arctg ( = 17,74?;

- длина нарезаемой части червяка b1

b1=(10+5,5|х|+ z1) m+100 = (10+5,5?0,15+4)?3,5+100? = 58,9 мм;

б) основные размеры венца червячного колеса:

- делительный диаметр d2 = dw2 = mz2 = 3,5?50 = 175 мм;

- диаметр вершин зубьев dа2 = d2+2m(1+х) =175+2?3,5(1+0,15) = 183 мм;

- диаметр впадин зубьев df1=d2 -2m(1,2-х)=175-2?3,5(1,2-0,15)=167,65 мм;

- наибольший диаметр колеса dам2 = dа2+ = 183+ = 186,5 м;

- ширина венца при z1= 4 b2= 0,315аw= 0,315?110 = 34,1 мм;

- радиусы закруглений зубьев Ra= 0,5d1 - m= 0,5?43,75 -3,5 = 18,4 мм;

Rf= 0,5d1 +1,2m = 0,5?43,75+1,2?3,5 =26,1 мм ;

- условный угол обхвата червяка венцом линии колеса 2д:

sin д = = 0,81; 2д = 2 arcsin 0,81 = 108.5?;

Проверочный расчет

Определяем КПД передачи:

= = = 0,88,

где ц = 2,3?определяем из таблицы 4.9 учебного пособия по vs

vs = = 2,3 м/с.

Проверяем контактные напряжения зубьев колеса уH, Н/мм2:

уH =340 ? [у]H,

где Ft2 = 2Т2?103/d2 = 2?288,1?103/175 = 3293 Н - окружная сила на колесе;

при v2 = щ2 d2/2?103 = 8?175/2000 = 0,7< 3 м/с => К=1;

тогда уH =340 ?1 = 223 Н/мм2

Уточняем по vs = 2,3 м/с [у]H = 300-25 vs = 300-25?2,3=242,5 Н/мм2,

Сравниваем уH< [у]H на 8,2%.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса уF, Н/мм2:

уF = 0.7 YF2 K ? [у]F,

где YF2 = 1,41 - коэффициент формы зуба колеса определяем из таблицы 4.10 учебного пособия по zv2 = z2/cos3г = 50/0,86 = 57,9;

уF = 0.7 1,41 ?1 = 27,2 Н/мм2;

Сравниваем уF< [у]F на 49,1%.

Таблица 4.1 Параметры червячной передачи, мм. Проектный расчет

5. Расчет цепной передачиВыбор цепиВыбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.Коэффициент эксплуатацииКэ = КдКсККрегКр = 1111,251 = 1,25,где Кд = 1 -динамическая нагрузка равномерная, Кс = 1- смазка капельная, К = 1 - положение передачи и = 60?, Крег = 1,25 - нерегулируемая передача, Кр = 1 - работа в одну смену.Шаг цепи p = 2,8 = = 22,9 мм По ГОСТ 13568-81 принимаем цепь ПР-44,45-17240, имеющую p =44,45 мм.где [pц] = 28,7 Н/мм2 - допускаемое давление в шарнирах выбираем по скорости цепи, v = 0, 35 м/с; z1 = 29 - число зубьев ведущей звездочки;н = 1 для однорядных цепей типа ПР.Находим число зубьев ведомой звездочки:z2 = z1uоп = 293 = 87.Принимаем оптимальное межосевое расстояние aр=40 в шагах:Определяем число звеньев цепи Lp:lp = 2ap+ + = 240 + + = 140Межосевое расстояниеар = 0,25 { lp - + } = 39,93Определяем фактическое межосевое расстояние:а = арр = 39,9344,45 = 1775 мм.Определяем длину цепи l = lрр =14044,45 = 6223 ммОпределяем диаметры окружностей звездочек:- делительный ведущей звездочки: dд1 = = 411,1 мм; - делительный ведомой звездочки: dд2 = = 1231,2 мм;- окружности выступов ведущей звездочки:De1 = р (К + Кz1 - 0,31/л) = 44,45 (0,7 + 9,19 - 0,31/3,5) = 435,9 мм, где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба,Кz1 = ctg 180/z1 = ctg 180/29 = 9,19 - коэффициент числа зубьев,л = р/d1 = 44,45/12,7 = 3,5 - геометрическая характеристика зацепления;- окружности выступов ведомой звездочки:De2= р (К + Кz2 - 0,31/л) = 44,45 (0,7 + 27,68 - 0,31/3,5) = 1257,6 мм, где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба,Кz2 = ctg 180/z2 = ctg 180/87 = 27,68 - коэффициент числа зубьев,л = р/d1 = 44,45/12,7 = 3,5 - геометрическая характеристика зацепления;- окружности впадин ведущей звездочки:Di1 = dд1 - (d1 - 0,175) = 411,1- (12,7 - 0,175) = 401,9 мм, где d1 = 12,7 мм - диаметр ролика цепи,- окружности впадин ведомой звездочки:Di2 = dд2 - (d1 - 0,175) = 1231,2-(12,7- 0,175) = 1224,6 мм, где d1 = 12,7 мм - диаметр ролика цепи.Проверочный расчетПроверяем частоту вращения меньшей звездочки n1, об/мин:n1 ? [n],где n1=76,4 об/мин; [n] = 15103/p = 15103/44,45 = 337,4 об/мин;условие n1< [n] выполняется.Проверяем по числу ударов цепи о зубья звездочек U, с-1:U ? [U],где U = = 1,06 - расчетное число ударов цепи;[U] = 508/р = 508/44,45 = 11,4 - допускаемое число ударов цепи;условие U ? [U] выполняется.Определяем фактическую скорость цепи v, м/с:v = = 1,64 м/с.Определяем окружную силу Ft, Н:Ft = Р1103/v = 2,3103/1,64 = 1402,4 H.Определяем давление в шарнирах цепи рц, Н/мм2:pц = FtKэ/А ? [pц],pц = 1402,41,25/322,6 = 5,43 Н/мм2,где А = d1b3 = 12,725,4 = 322,6 - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2, d1 и b3 из таблицы К32 учебного пособия;[pц] = 22,44 Н/мм2 уточняем по фактической скорости цепи v = 1,64 м/с.условие pц ? [pц] выполняется.Проверяем прочность цепи по соотношению:S ? [S],где S = = 9,5 - расчетный коэффициент запаса прочности; Fp= 17240 Н -разрушающая нагрузка цепи, выбираем из таблицы К32; Fо = Кfqag = 37,51,7759,81 = 391,8 Н-предварительное натяжение цепи,где Кf = 3для наклонных передач; q- масса 1 м цепи выбираем из таблицы К32, а - межосевое расстояние, м; g - ускорение свободного падения;Fv = qv2= 7,51, 642 = 20,2 - натяжение цепи от центробежных сил;[S]= 7,9 допускаемый коэффициент запаса прочности [табл. 5.9.]; условие S ? [S] выполняется.Определяем силу давления цепи на валFоп = квFt+2Fо = 1,051402,4+2391,8 = 2256 H,где кв = 1,05 коэффициент нагрузки вала [табл. 5.7.] Таблица 5.1. Параметры цепной передачи, мм6. Нагрузки валов редуктораОпределение сил в зацеплении закрытой передачина червяке:а) Окружная сила Ft1 = 2T1103/d1 = 229,1103/ 43,75= 1330 Н; б) Радиальная сила Fr1 = Fr2 = 1198 Н;в) Осевая сила Fa1 = Ft2 = 3293 Н; на колесе: а) Окружная сила Ft2 = 2T2103/d2 = 2288,1103/ 175= 3293 Н; б) Радиальная сила Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 3292,6 tg20? = 1198 Н;в) Осевая сила Fa2 = Ft1 = 1330 Н; Определение консольных силОпределим силы, действующие со стороны открытой передачи:Fоп = 2256 НСо стороны муфты на быстроходном валу:Fм = 50…125 = 85 = 458 Н.Силовая схема нагружения валов редуктора представлена в приложении.7. Проектный расчет. Эскизная компоновка редуктораВыбор материала валов.В соответствии с рекомендациями выбираем для вала червяка сталь 40Х с твердостью 235…262 НВ, термообработка - улучшение. Вал колеса выполнен из аналогичного материала для унификации.Выбор допускаемых напряжений на кручениеПроектный расчет выполняем по напряжениям кручения, при этом принимаем [к]1= 10 Н/мм2; [к]2 = 20 Н/мм2.Определение геометрических параметров ступеней валовВ соответствии с таблицей 7.2. учебного пособия определяем размеры ступеней вала червяка: Первая ступень червяка:d1= (0,8…1,2)d1дв= (0,8…1,2)32 = 25,6…38,4 мм, принимаем 30 мм,где d1дв = 32 [табл. К10.];l1=(1,2…1,5) d1 = (1,2…1,5)30 = 36…40 мм, принимаем l1= 36 мм;Вторая ступень червяка:d2= d1+2t = 30+22,2 = 34,4 мм, ближайший размер под подшипники 35 мм, его и принимаем; l2= 1,5d2=1,535=52,5 мм, принимаем l2= 52 мм;Третья ступень червяка:d3= d2+3,2r =35+3,22,5 = 43 мм;Четвертая ступень червяка:d4= d2=35 мм;l4= В = 21 мм. ( см. п. 7.4.)Вал колеса редуктора рассчитываем аналогично:Первая ступень вала колеса:d1 =