- •СодержаниеСтр
- •1.Техническое задание 10 (вариант 1)
- •2 Кинематическая схема машинного агрегата
- •Условия эксплуатации машинного агрегата.
- •Срок службы приводного устройства
- •Выбор двигателя, кинематический расчет привода
- •3.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •3.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •4 Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений
- •5 Расчет закрытой червячной передачи
- •6. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа
- •Нагрузки валов редуктора
- •Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
- •9 Расчетная схема валов редуктора
- •10 Проверочный расчет подшипников
- •10.1 Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка
- •10.2 Тихоходный вал
- •11 Конструктивная компоновка привода
- •12 Проверочные расчеты
- •12.1 Проверка прочности шпоночных соединений Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по гост 23360-78.
- •12.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
- •12.3 Уточненный расчет валов
- •12.4 Тепловой расчет редуктора
- •Технический уровень редуктор Масса редуктора
- •14.Литература
- •Срок службы приводного устройства
12.4 Тепловой расчет редуктора
Температура масла в корпусе редуктора:
= 95 С,
где tв = 18 С – температура окружающего воздуха;
Kt = 17 Вт/м2К – коэффициент теплопередачи;
А = 0,24 м2 – площадь поверхности охлаждения
tм = 18 + 0,222103(1 – 0,75)/170,24 = 32 С.
Условие tм < [tм] выполняется.
Технический уровень редуктор Масса редуктора
m = φρd10,785d22∙10-9 = 10∙7300∙40∙0,785∙1602∙10-9 = 58 кг
где φ = 10 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кг/м3 – плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m/T2 = 58/105 = 0,55
При γ = 0,1…0,2 технический уровень редуктора считается низким, а производство в большинстве случаев экономически неоправданным.
14.Литература
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.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Проектируемый машинный агрегат служит приводом электрической лебедки и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через клиноременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется с барабаном лебедки. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
Lh = 365LГКГtcLcKc
где LГ = 7 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 = 365·7·0,82·8·2·1 = 33522 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 35 ·103 часов.
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 1,0·0,17 = 0,17 кВт
Частота вращения звездочки
nрм = 6·104v/πD = 6·104·0,17/π·200 = 16 об/мин
Общий коэффициент полезного действия
η = ηрпηчпηпк2ηмηпс
где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40],
ηчп = 0,80 – КПД закрытой червячной передачи,
ηpп = 0,97 – КПД открытой ременной передачи,
ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,
ηпс = 0,99 – КПД
η = 0,97·0,80·0,9952·0,98·0,99 = 0,745.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм/η = 0,17/0,745 = 0,23 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п. Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 0,25 кВт.
Передаточное число
-
Передаточное число
Варианты
1
2
3
4
Привода
172.5
85,6
55.6
42.5
Редуктора
20
20
20
20
Открытой передачи
8,65
4,28
2,78
2,12
Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то, что двигатели с частотой 3000 и 750 об/мин нежелательно применять без особой необходимости, делаем выбор в пользу варианта 3, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷4). Таким образом выбираем электродвигатель 4ААМ63В6.
Вал |
Число оборотов об/мин |
Угловая скорость рад/сек |
Мощность кВт |
Крутящий момент Н·м |
Вал электродвигателя |
890 |
93,2 |
0,230 |
2,5 |
Ведущий вал редуктора |
320 |
33,5 |
0,222 |
6,6 |
Ведомый вал редуктора |
16 |
1,68 |
0,177 |
105,3 |
Механические характеристики материалов червячной передачи
-
Элемент
передачи
Марка
стали
Термоо-бработка
σв
σ-1
[σ]Н
[σ]F
Н/мм2
Червяк
45
Закалка
>HRC45
780
335
Колесо
СЧ15
315
176
16
Межосевое расстояние
= 61(105,3·103/1762)1/3 = 92 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 = 3,74,3 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) = 100/4,0 – 0,5(10+40) = 0
Фактическое значение межосевого расстояния:
aw = 0,5m(q+z2+2x) = 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 = 40+24,0 = 48 мм.
Диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 – 2,4m = 40 – 2,44,0 = 30 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C = (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) = 11,31
Делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 4,040 = 160 мм.
Диаметр выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 160+24,0(1+0) = 168 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 160 – 24,0(1,2 – 0) = 150 мм.
Наибольший диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m/(z1+2) = 168+64,0/(2+2) = 174 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0,355aw = 0,355100 = 36 мм.
Фактическое значение скорости скольжения
vs = u2d1/(2000cos) = 201,6840/(2000cos11,31°) = 0,68 м/с
Коэффициент полезного действия червячной передачи
= (0,950,96)tg/tg(+)
где = 3 - приведенный угол трения [1c.74].
= (0,950,96)tg11,31°/tg(11,31°+3) = 0,75.
Силы действующие в зацеплении
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т3/d2 = 2105,3103/160 = 1316 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 1316tg20 = 480 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2Т2/d1 = 26,6103/40 = 330 H.
Расчетное контактное напряжение
Н = 340(Ft2K/d1d2)0,5,
где К – коэффициент нагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = 3d2/2000 = 1,68160/2000 = 0,13 м/с
при v2 < 3 м/с К = 1,0
Н = 340(13161,0/40160)0,5 = 154 МПа,
недогрузка (176 – 154)100/176 =12,4% < 15%.
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/(cos11,31°)3 = 42,4 YF2 = 1,52.
F = 0,71,5213161,0/(364,0) = 9,7 МПа.
Условие F < []F = 16 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 течении всего срока службы привода.