Привод к междуэтажному подъемнику

Размещено на http://www.allbest.ru/

Привод к междуэтажному подъемнику

Введение

В данном курсовом проекте рассматривается привод к междуэтажному подъемнику. Данный привод состоит из следующих деталей: цепная передача, грузовая цепь, червячный редуктор, упругая втулочно-пальцевая муфта, двигатель, натяжное устройство.

Цепная передача используется для передачи вращения и нагрузки между параллельными валами редуктора и привода путем зацеплений роликов, установленных на шарнирах цепи, за зубья ведущей и ведомой звездочек. По сравнению с ременными передачами цепные имеют большую нагрузочную способность и постоянное среднее передаточное отношение. К недостаткам цепных передач можно отнести износ шарниров в цепи, непостоянство мгновенного передаточного отношения, необходимость смазывания и регулирования натяжения цепи.

Редукторы служат для понижения частоты вращения выходного вала. В курсовом проекте используется редуктор и нижним расположением червяка. Червяк нарезан на входном валу, на котором с натягом посажены подшипники. На выходном валу установлены с помощью шпонки червячное колесо и роликовые радиально-упорные конические подшипники по схеме враспор. Вал в сборе с червячным колесом и подшипниками вставлен в корпус.

Корпус редуктора имеет разъем по оси выходного вала, благодаря чему возможна установка этого вала с заранее посаженным на него червячным колесом и радиально-упорными коническими подшипниками.

Цель курсового проектирования:

Систематизировать, закрепить и расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки.

Ознакомление с конструкциями типовых деталей и узлов и наработка навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач, умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам.

В данном курсовом проекте дается анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь, и наиболее рациональное конструктивное решение с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; производятся кинематические расчеты, определяются силы, действующие на звенья узла, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей, продумывается процесс сборки и разборки отдельных узлов и машины в целом.

1. Кинематический расчет привода

привод вал редуктор муфта

1.1 Подбор электродвигателя для привода

Требуемая мощность двигателя:

;

Ррм = F ? V ;

Ррм = 3 ? 0,4 = 1,2 кВт

Общее КПД привода:

;

Где - КПД муфты, 0,98;

- КПД пары подшипников, 0,99;

- КПД червячной передачи, 0,8;

- КПД цепной передачи, 0,94;

;

;

Определим оптимальное передаточное отношение привода:

;

;

;

Подходит двигатель с номинальной частотой вращения nном = 2850 об/мин, из таблицы выбираем электродвигатель 4АМ80В2У3, с номинальной мощностью Pрм= 2,2 кВт.

;

1.2 Расчет значений крутящих моментов на всех валах привода

Крутящий момент на приводном валу:

;

Крутящий момент на выходном валу:

;

Крутящий момент на входном валу:

;

Крутящий момент двигателя:

;

1.3 Расчет частот вращения валов привода

Частота вращения вала двигателя: ;

Частота вращения входного вала: ;

Частота вращения выходного вала: ;

Частота вращения вала рабочей машины: ;

2.Эскизное проектирование зубчатого редуктора

2.1 Проектирование зубчатой передачи

Выбор материала для зубчатой передачи

Определяем марку стали: для шестерни - 40ХНМ, твердость ? 50 HRCэ1; для колеса - чугун СЧ-15

Механические характеристики стали 40ХНМ: для шестерни твердость 48 … 53 HRCэ1, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.

Выбор материала венца червячного колеса связан со скоростью скольжения Vs ;

;

Сv =0,88

Определение допускаемых контактных напряжений.

Все прочностные расчеты ведут по колесу как более слабому звену.

;

Допускаемые контактные напряжения:

Для колеса ;

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

Для колеса

Допускаемые напряжения для проверки на прочность передачи при действии кратковременной максимальной нагрузки;

;

;

2.2 Проектировочный расчет на контактную выносливость.

Проектный расчет.

Масса редуктора: m = 0,15 ? 80 = 12 кг

Предполагаемый диапазон aw = 90…110 мм

Межосевое расстояние:

,

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, 1;

;

Принимаем равным 100 мм.

Число витков червяка Z1 выбирают в зависимости от передаточного числа U; Z1 = 2;

Число зубьев колеса: Z2 = Z1? U=2?20=40 ;

Условие подрезания выполняется: Z2 =40>28 ;

Предварительное значение модуля передачи:

Коэффициент диаметра червяка:

40=10 ;

Полученные значения округляем до стандартных: m=4; q=10;

Фактическое передаточное число:

Данное значение совпадает с исходным.

Определяем основные размеры червяка и червячного колеса.

Делительный диаметр:

;

Диаметр окружности вершин зубьев:

Диаметр окружности впадин зубьев:

Длинна нарезанной части червяка:

Диаметр червячного колеса наибольший :

Ширина червячного колеса:

Угол подъема линии витка червяка выбираем равным 11,19.

Силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Радиальная сила:

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

Условие прочности по изгибу выполняется.

Проверочный расчет на контактную выносливость.

Условие прочности:



Условие выносливости выполняется.

Тепловой расчет

Данный расчет необходим в связи с пониженным, по сравнению с зубчатыми передачами, коэффициентом полезного действия.

Определяем рабочую температуру масла и сравниваем с допускаемой:

Поверхность теплоотдачи корпуса редуктора:

;

Дополнительные меры по отводу тепла не требуются.

2.3 Проектирование валов редуктора

Проектный расчет валов

Наименьший диаметр вала определяется по формуле:

Где М=T - крутящий момент на валу.

Входной вал

;

Увеличиваем размер вала до стандартного =16 мм;

Под подшипник выбираем диаметр вала: ;

Под колесо выбираем диаметр вала: .

Выходной вал

;

Под подшипник выбираем диаметр вала: ;

Под шестерню выбираем диаметр вала: .

Предварительный выбор подшипников

Для входного вала в соответствии с диаметром выбираем подшипник роликовый конический однорядный средней серии, обозначение - 7304; для выходного вала подшипник роликовый конический однорядный средней серии обозначение - 7308.

Основные параметры ступеней валов и подшипников заносим в таблицу 1.

Таблица 1

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типо-размер	d Ч D Ч b мм	Динамическая грузоподъемность Сr, кН	Статическая грузоподъемность Сr0, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстроходный	16	20	25	20	7304	20Ч52Ч16	25	17,7
	20	40	130	20
Тихоходный	34	40	48	40	7308	40Ч90Ч23	61	46
	40	60	60	25

3. Проектирование открытой цепной передачи

Определяем числа зубьев звездочек:

Максимальное число зубьев ведущей звездочки находим по эмперической формуле:

Поскольку заданная частота вращения ближе к низкой принимаем . Тогда:

Определим фактическое передаточное число и сравним с заданным:

1. Задаемся шагом цепи t с учетом частоты вращения малой звездочки:

2. Намечаем межосевое расстояние а:

3. Определяем длину цепи:

;

Принимаем целое число 128.

4. Уточняем межосевое расстояние:

5. Для обеспечения необходимого провисания холостой ветви цепи, значение а надо уменьшить, т.е. принять фактическое а равным:

6. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

7. Вычисляем среднюю окружную скорость цепи:

8. Определяем полезную нагрузку, равную окружной силе:

9. Намечаем тип цепи:

Цепь ПР-38,1

10. Определяем натяжение от силы тяжести и центробежную силу:

Принимаем коэффициент =3 при угле наклона к горизонту

11. Вычисляем натяжение ведущей и ведомой ветвей цепи:

;

;

12. Проверяем выбранную цепь на прочность по условию:

;

;

Цепь удовлетворяет условию прочности.

13. Проверяем цепь на износостойкость по условию:



укладывается в допустимые пределы 2…3

Цепь удовлетворяет условию износостойкости.

14. Определяем нагрузку на вал от цепной передачи:

;

4. Подбор соединительной муфты

Выбираем фланцевую муфту 5-16-1-16-1 ГОСТ 20761-80

Фланцевые (поперечно-свертные) муфты являются основным видом жестких нерасцепляемых муфт.

Полумуфты устанавливают на валы с небольшим натягом. После напрессовки рабочие торцовые поверхности фланцев проверяют на токарном станке на биение во избежание искривления валов при затяжке болтов.

Диаметры соединяемых валов:

d(вход. вала) = 16 мм;

d(вала двиг.) = 16 мм;

При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками пренебрегаем.

5. Проверочный расчет валов редуктора

5.1 Разработка расчетных схем

Составим силовую схему валов редуктора, для того чтобы определить истинное направление всех действующих на валы редуктора активных сил.

На валы действуют следующие силы:

Силы в зубчатом зацеплении:

Окружная ;

Радиальная ;

Осевая ;

Силы консольные:

От муфты =280Н;

От открытой передачи ;

5.2 Расчет реакций в опорах

1-й быстроходный вал:

Из условия равенства суммы моментов сил относительно точки В:

;

;

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

;

;

Суммарные реакции опор:

;

;

2-й тихоходный вал:

Из условия равенства суммы моментов сил относительно точки В:

;

;

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

;

;

Суммарные реакции опор:

;

;

5.3 Проверочный расчет подшипников на динамическую грузоподъемность

Выбранный подшипник должен удовлетворять условию:

Где Ср - расчетная динамическая грузоподъемность;

Сr - каталожная динамическая грузоподъемность.

Расчет подшипников на 1-м валу:

;

Где - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;

Р - степенной показатель, для роликоподшипников равен 3,3;

L - долговечность подшипника;

;

Где X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, X=0,45, Y=1,46;

V - коэффициент вращения кольца подшипника, 1;

Кб - коэффициент безопасности, 1,4;

; ;

Где n - частота вращения вала, 2850 мин-1;

t - срок службы подшипника, 9800 ч;

;

Подшипники подобраны правильно.

Расчет подшипников на 2-м валу:

;

Где - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;

Р - степенной показатель, для роликоподшипников равен 3,3;

L - долговечность подшипника;

;

Где X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, X=0,45, Y=1,22;

V - коэффициент вращения кольца подшипника, 1;

Кб - коэффициент безопасности, 1,4;

; ;

Где n - частота вращения вала, 142,5 мин-1;

t - срок службы подшипника, 9800 ч;

;

Подшипники подобраны правильно.

5.4 Проверка валов в опасных сечениях на усталостную выносливость

1-е сечение:

Диаметр вала в данном сечении D = 25,5 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием червяка.

Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении

Где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

Где и пределы выносливости гладких образцов

;

Коэффициенты концентрации напряжений:

;

Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

и - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения;

;

Нормальное и касательное напряжение в опасном сечении вала:

;

Где М - изгибающий момент в опасном сечении;

и - осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала;

;

;

;

Условие прочности вала в сечении 1 соблюдено.

2-е сечение:

Диаметр вала в данном сечении D = 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении



Где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

Где и пределы выносливости гладких образцов

;

Коэффициенты концентрации напряжений:

;

Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

и - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения;

;

Нормальное и касательное напряжение в опасном сечении вала:

;

Где М - изгибающий момент в опасном сечении;

и - осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала;

;

;

;

Условие прочности вала в сечении 1 соблюдено.

2-е сечение:

Диаметр вала в данном сечении D = 48 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шестерни.

Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении

Где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

;

Где и пределы выносливости гладких образцов

;

Коэффициенты концентрации напряжений:

;

Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

и - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения;

;

Нормальное и касательное напряжение в опасном сечении вала:

;

Где М - изгибающий момент в опасном сечении;

и - осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала;

;

;

;

Условие прочности вала в сечении 2 соблюдено.

5.5 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонка под фланцевую муфту:

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 5x6. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Напряжение смятия и условие прочности:

где Т = 5000 Н?мм - момент на валу; d = 16 мм - диаметр вала; h = 6 мм - высота шпонки; b = 5 мм - ширина шпонки; l = 8 мм - длина шпонки; t1 = 3 мм - глубина паза вала.

Шпонка крепления выходного вала с ступицы колеса.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Напряжение смятия и условие прочности:

где Т = 80000 Н?мм - момент на валу; d = 48 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14мм - ширина шпонки; l = 36 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала.

Шпонка крепления звездочки на концевой участок выходного вала редуктора.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Напряжение смятия и условие прочности:

где Т = 80000 Н?мм - момент на валу; d = 34 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; l = 22 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала.

6. Расчет приводного вала

6.1 Проектный расчёт приводного вала

Определение диаметра вала под звездочку:

,

мм.

где - диаметр вала под звездочку, мм;

- допускаемые напряжения из расчёта на кручение, МПа, 20;

- крутящий момент приводного вала, , .

Принимаем мм.

Определение диаметра вала под подшипник:

,

мм.

где - высота заплечика вала, мм, 2,

Определение диаметра вала под звездочку:

мм,

мм.

По диаметру вала под подшипник выбираем по ГОСТу подшипник шариковый радиальный сферический (самоустанавливающийся). Обозначение 1218.

мм мм мм

кН кН

7. Проектирование корпуса редуктора

7.1 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:

Так как должно быть ? 6 мм, принимаем д = 6 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

Так как должно быть d ? 8 мм, принимаем d = 8 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1,25 x d = 1,25 x 8 = 10 мм. Принимаем dф = 10 мм.

7.2 Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Глубина погружения червяка в масляную ванну составляет:

Hm=0.3d1=0.3 40=12мм.

Выбираем масло индустриальное И-Т-Д-100.

Устанавливаем для подшипников качения пластичную смазку ТУ-1 по ГОСТ 1957-73. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода к междуэтажному подъемнику, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданным требованиям.

Список использованной литературы

1. Суюмбаев Х.У., Кульчаев А. Ю. Расчет зубчатых и червячных передач. Методические указания по курсу «Детали машин». - Нальчик: КБГУ, 2001

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, М.: «Высшая школа», 1991г.

4. Решетов Д. Н. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1989г.

5. Ряховский О. А. «Атлас конструкций узлов и деталей машин», М.: издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2005г.

6. Суюмбаев Х.У., Кульчаев А. Ю. Детали машин. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. - Нальчик: КБГУ, 2003.-21с.

7. Суюмбаев Х.У., Кульчаев А. Ю. Выбор материалов зубчатых и червячных передач. Определение допускаемых напряжений. Методические указания по курсу «Детали машин». - Нальчик : КБГУ, 2001.-15с.

Размещено на Allbest.ru

...