Привод элеватора

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 P_вых определяют необходимую мощность электродвигателя:

  

,

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

  

  где h_ред – КПД редуктора, h_муф – КПД соединительной муфты, h_цп– КПД цепной передачи,.

  Рекомендуемые значения для КПД отдельных звеньев  кинематической цепи:

  Для расчета принимаем средние значения: h_ред = 0,96, h_муф =0,98, h_цп =0,93.

  

  

  Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя: ,

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

  Рекомендуемые значения передаточных чисел:

  Для дальнейших расчетов принимаем средние  значения: u_к=4, u_цп=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 P_Э=7,5 кВт, отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T= 2,2, асинхронная частота вращения 960 мин^-1.

 
 
 
 
 
 
 
  

2. Определение силовых и кинематических параметров на валах

  После выбора n определяют окончательное передаточное число привода u_общ:

  

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

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

  Передаточное  число редуктора u_ред (u_цп=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 T_T (Hм):

  Вращающий момент на приводном валу:

  

  Вращающий момент на тихоходном валу:

  

  Определяется  вращающий момент на быстроходном валу:

  

3. Кинематическая  схема 

    

   

2. 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 θ_H вычисляется по формуле:

  θ_H =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∙t_S - требуемый ресурс в циклах нагружения; n₃ - число вхождений в зацепление, n_3=1; n - частота вращения, n=268,9 мин^-1; t_S - ресурс передачи, t_S=5000.

  _{N=60∙1∙268,9∙5000= 80,67∙10⁶}

  N_HG = (HB_ср)³ - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости.

  N_HG = (285)³=_{23,15∙10⁶}

  

  Коэффициент K_Hβ 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.

  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 z_1.

  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%.