Привод элеватора

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 23 Ноября 2009 в 13:08, Не определен

Описание работы

Расчётная работа

Файлы: 17 файлов

list1.cdw

— 151.40 Кб (Скачать файл)

list1.dwg

— 112.58 Кб (Скачать файл)

list2.cdw

— 127.31 Кб (Скачать файл)

list3_1.cdw

— 66.64 Кб (Скачать файл)

list3_2.cdw

— 59.25 Кб (Скачать файл)

list3_3.cdw

— 71.66 Кб (Скачать файл)

list4.cdw

— 165.20 Кб (Скачать файл)

list5.cdw

— 127.54 Кб (Скачать файл)

~$РПЗ.doc

— 162 байт (Скачать файл)

спецификация к общему виду.SPW

— 36.73 Кб (Скачать файл)

спецификация к редуктору.SPW

— 56.48 Кб (Скачать файл)

шлицы на прив валу.xmcd

— 67.62 Кб (Скачать файл)

шлицы на тих валу.xmcd

— 68.85 Кб (Скачать файл)

Эпюра.frw

— 57.31 Кб (Скачать файл)

Эпюра2.frw

— 45.47 Кб (Скачать файл)

Эпюра3.frw

— 41.45 Кб (Скачать файл)

РПЗ.doc

— 818.00 Кб (Скачать файл)

Московский  Государственный Технический Университет

им. Н.Э.Баумана 

Кафедра “Детали машин” 

 
 
 
 
 

Привод  элеватора

Пояснительная записка

 

ДМ 11-06.00.00 ПЗ 
 
 
 
 
 
 
 

Студент                                                    (Шурыгин А.Н.)  гр. РК10-61

Руководитель проекта                            (Буланов Э.А.)    
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Москва 2006

 
 
 

Содержание

12. Приложение

  1. Кинематический расчет
 
  
    1. Подбор  электродвигателя

  Приступая к выполнению проекта, в первую очередь  выбирают электродвигатель, для этого  определяют его мощность и частоту  вращения.

  Потребляемую  мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

  

  После вычисления мощности Pвых определяют необходимую мощность электродвигателя:

  

,

   где Ft - окружная сила, Ft=2,25 кН; V – скорость ленты, V=2,4 м/с; hобщ – общий КПД кинематической цепи, вычисляется по формуле:

  

  где hред – КПД редуктора, hмуф – КПД соединительной муфты, hцп– КПД цепной передачи,.

  Рекомендуемые значения для КПД отдельных звеньев  кинематической цепи:

  Тип передачи   η
  Зубчатая  коническая   0,95…0,97
  Цепная   0,92…0,95
  Муфта соединительная   0,98

  Для расчета принимаем средние значения: hред = 0,96, hмуф =0,98, hцп =0,93.

  

  

  Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя: ,

  где  uобщ=u1∙ u2∙… - общее передаточное число кинематических пар изделия, являющееся произведением передаточных чисел его составляющих.

  Рекомендуемые значения передаточных чисел:

  Вид передачи   u
  Коническая  зубчатая   1…5
  Цепная   1,5…4

  Для дальнейших расчетов принимаем средние  значения: uк=4, uцп=2,2.

  Для определения  частоты вращения вала электродвигателя необходимо сначала вычислить по исходным данным частоту вращения приводного вала:

  

  

  

  По  таблице 24.8 выбирается электродвигатель АИР 132М6/960, параметры которого ближе всего к вычисленным выше. Его параметры: мощность PЭ=7,5 кВт, отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T= 2,2, асинхронная частота вращения 960 мин-1.

 
 
 
 
 
 
 
  
    1. Определение силовых и кинематических параметров на валах

  После выбора n определяют окончательное передаточное число привода uобщ:

  

  где n – частота вращения электродвигателя, n=960 мин-1.

  Полученное  расчетом общее передаточное число  распределяют между типами и ступенями передач.

  Передаточное  число редуктора uред (uцп=2,2):

  

  После определения передаточных чисел  находят частоты вращения и вращающие  моменты на валах передач. Частота вращения тихоходного вала редуктора, мин-1,

  

.

  Частота вращения быстроходного вала:

  

  Определяется  вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм):

  Вращающий момент на приводном валу:

  

  Вращающий момент на тихоходном валу:

  

  Определяется  вращающий момент на быстроходном валу:

  

    1. Кинематическая  схема 

    

   

    Вал 1 2 3
Р, кВт 7,35 7,06 6,56
ω, рад/с 100 28 12,8
Т, Нм 57,8 206,2 421,9
n, об/мин 960 268,9 122,2
  1. Расчет  зубчатой передачи
 

  Результаты  расчета приведены в Приложении.

  В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем  выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая,  в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов крупносерийное, то желательно чтобы стоимость была минимальной. Увеличение твердости рабочей поверхности зубьев ведет, с одной стороны, к уменьшению габаритов редуктора, но с другой, к удорожанию процесса производства. Поскольку габариты редуктора не являются для нас определяющими, наиболее оптимальным является вариант 2, которому соответствует следующий режим термообработки: т.о. колеса – улучшение, получаем твердость HB 269…302, т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость – HRC 45…50. Материал, из которого изготавливаются колеса – сталь 40Х.

  Еще один параметр, который можно принять во внимание, это соразмерность редуктора и электродвигателя. Принятый нами вариант также оптимально отвечает этому условию.

 

  Основные  причины выхода зубчатых колес из строя:

  1. Выкрашивание поверхности зуба от переменных контактных напряжений.
  2. Излом зуба от напряжений изгиба.
  3. Износ зубьев.

  Поскольку определяющими разрушающими факторами  являются выкрашивание и излом, то расчет конической зубчатой передачи ведется по допустимым контактным напряжениям и по допускаемым напряжениям изгиба .

 

  2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса

  Диаметр внешней делительной окружности вычисляется по формуле:

  

  Коэффициент θH вычисляется по формуле:

  θH =1,13+0,13∙u =1,13+0,13∙3,57=1,59

   - эквивалентный момент на  колесе, где 

  

  При типовых  режимах нагружения коэффициент  принимают по таблице 2.4 [1]. В нашем случае =0,56.

  N= 60·n3∙n∙tS - требуемый ресурс в циклах нагружения; n3 - число вхождений в зацепление, n3=1; n - частота вращения, n=268,9 мин-1; tS - ресурс передачи, tS=5000.

  N=60∙1∙268,9∙5000= 80,67∙106

  NHG = (HBср)3 - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости.

  NHG = (285)3=23,15∙106

  

  Коэффициент K для колеса с круговыми зубьями принимают по следующим рекомендациям:

  

  Коэффициент Х выбирают в зависимости от режима нагружения. Постоянный режим характерен для передач машин центральных силовых и насосных станций, тяжелый – для горных машин, средний равновероятный и средний нормальный – для транспортных машин, легкий и особо легкий – для универсальных металлорежущих станков.

  Режим нагружения   0   I   II   III   IV   V
  X   1   0,77   0,5   0,5   0,42   0,31

  Поскольку в задании задан режим нагружения III, принимаем Х=0,5.

  Коэффициент принимают по таблице 2.3 [1] в зависимости от коэффициента , который определяется по формуле:

  

  Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:

  

  

 → 
=2→

  

  2.2 Конусное расстояние и ширина колес

  Угол делительного конуса колеса:

  

  Конусное  расстояние

  

  Ширина  колес 

  

.

  По ряду нормальных линейных размеров принимаем  b=30 мм.

 

  2.3 Модуль передачи и числа зубьев

  На практике применяют следующий метод определения  чисел зубьев и модуля колес:

  определяют  предварительное значение делительной  окружности шестерни

  

  Затем по графику, построенному для колес  с круговыми зубьями (рис.2.9 [1]) находят число зубьев z1.

  Т.о., z1=12. Минимальное число зубьев шестерни при u=3,57 и β=35° равно 8, следовательно, это условие удовлетворено.

  Число зубьев колеса z2=12∙3,57=43.

  Внешний окружной модуль передачи

  

  2.4 Фактическое передаточное число

   . Отклонение от заданного  передаточного числа  не превышает допустимой погрешности в 4%.

Информация о работе Привод элеватора