|
Курсовая работа: Проектирование привода электролебёдки (редуктор)Курсовая работа: Проектирование привода электролебёдки (редуктор)СОДЕРЖАНИЕ
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ Спроектировать привод электролебедки по схеме, представленной на рисунке 1. Исходные данные для варианта 2: w Тяговое усилие каната F = 10 кН; w Скорость каната u = 0,42 м/с; w Диаметр барабана D = 150 мм; w Срок службы редуктора L = 5 лет. 2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ 2.1. Выбор электродвигателя , (1) где h - кпд привода; hм - кпд муфты, hм.=0,98; hп.к..- кпд подшипников качения, hп.к.= (0,99 ¸ 0,995); hз.п.- кпд закрытой передачи, hз.п.= (0,96 ¸ 0,98). h = 0,992·0,982·0,982=0,904 , (2) где Р - расчётная мощность электродвигателя, кВт; Рр.м. - мощность рабочей машины, кВт. , (3) где F - тяговое усилие каната, кН; u - скорость каната, м/с. кВт кВт По таблице [4, с.384] выбираем подходящий электродвигатель. Таблица 1. Типы двигателей
2.2. Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням u=u1·u2 , (4) где u – общее передаточное число привода; u1 – передаточное число первой ступени; u2 – передаточное число второй ступени. Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя. (5) где nэ.д. – частота вращения вала электродвигателя, об/мин; nр.м – частота вращения рабочей машины, об/мин. (6) об/мин
Из стандартного ряда передаточных чисел первой ступени u1 = 4.
Из стандартного ряда передаточных чисел второй ступени u2 = 4,5. 2.3. Определение частоты вращения и моментов на валах (7) (8) где nт – частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин; nб – частота вращения промежуточного вала редуктора, об/мин; об/мин об/мин Проверка отклонения частоты вращения рабочей машины от расчетной. < 5% (9) (10) где ωэ.д. – угловая скорость вала электродвигателя, с-1. с-1 с-1 с-1 P = T·ω, (11) где Pэл – мощность электродвигателя, Вт; Tэд – крутящийся момент на валу электродвигателя, Н·м. Н·м Т1=Тэд·u1 ∙ , (12) Т2=Т1·u2 , (13) где Т1 – крутящийся момент промежуточного вала редуктора, Н·м; Т2 – крутящийся момент тихоходного вала редуктора, Н·м. Тп=46·4∙0,99∙0,98∙0,98=174,95 Н·м Тт=174,95·4,5∙0,99∙0,98∙0,98=748,54 Н·м Таблица 2. Параметры привода
Вывод: в данном пункте был произведен энерго-кинематический расчет привода. Выбран асинхронный двигатель. Рассчитаны передаточные числа каждой ступени. Определены крутящие моменты, угловые скорости и частоты вращения на валах ступеней. 3. РАСЧЁТ РЕДУКТОРА 3.1. Расчет первой ступени цилиндрического редуктора 3.1.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация. Принимаем твёрдость шестерни НВ1=207, твёрдость колеса НВ2=195. Допускаемое контактное напряжение: [σн]= (1,8· НВср+67)×КHL , (14) где [σн]- допускаемое контактное напряжение, Н/мм2; КHL – коэффициент долговечности, КHL =1; НВср – твердость детали. [σн.]1=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм2 [σн.]2=1,8· 195+67= 418 Н/мм2 За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σн]=418 Н/мм2. Допускаемое напряжение изгиба определяется: [σF]= 1,03· НВ×КFL , (15) где [σF] - допускаемое напряжение изгиба, Н/мм2; KFL – коэффициент долговечности, KFL=1; [σ F]1=1,03·207 = 213,21 Н/мм2 [σ F]2=1,03·195 = 200,85 Н/мм2 3.1.2. Определение значения межосевого расстояния , (16) где Kнβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Kнβ = 1; Ka – вспомогательный коэффициент: для косозубых передач Ka=43; ψa – коэффициент ширины венца колеса, для несимметричных редукторов, ψa=0,2….0,25, принимаем ψa= 0,2; мм Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 aω=150 мм. 3.1.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни (17) (18) где - рабочая ширина венца шестерни, мм; - рабочая ширина венца колеса, мм. 3.1.4. Определение модуля передачи , (19) где m – модуль передачи, мм; Кm – вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи Кm = 5,8; d2 – делительный диаметр колеса, мм. (20) мм Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм. 3.1.5. Определение суммарного числа зубьев и угла наклона зуба , (21) Принимаем минимальный угол наклона зуба βmin равным 10°. (22) где zΣ – суммарное число зубьев; z1,z2 – числа зубьев шестерни и колеса; β – действительное значение угла наклона зуба. 3.1.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса (23) z2=196 – 39= 157 3.1.7. Определение фактического значения передаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу (24) Δu=(|uт-u|/uт)·100% <4% , (25) где u – фактическое значение передаточного числа редуктора; uт – теоретическое значение передаточного числа взятого из стандартного ряда редукторов, uт=4; Du – отклонение фактического значения передаточного числа редуктора от заданного, %. Du=(|4,03-4|)/4·100%=0,75% <4% 3.1.8. Определение фактического межосевого расстояния. (26) мм 3.1.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни Делительные диаметры d1=m×z1/cosb, (27) d2=m×z2/cosb, где d1 – диаметр шестерни, мм; d2 – диаметр колеса, мм. d1=1,5×39/cos11,48°=59,7 мм d2=1,5×157/cos11,48°=240,3 мм. Диаметры вершин зубьев da1=d1+2×m, (28) da2=d2+2×m, где da1 – диаметр вершины зуба шестерни, мм; da2 – диаметр вершины зуба колеса, мм. da1=59,7+2×1,5= 62,7 мм da2=240,3+2×1,5= 243,3 мм Диаметры впадин зубьев df1= d1-2,5×m, (29) df2= d2-2,5×m, где df1 – диаметр впадины зуба шестерни, мм; df2 – диаметр впадины зуба шестерни, мм. df1=59,7 – 2,5×1,5= 55,95мм df2=240,3 – 2,5×1,5= 236,55 мм 3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость , (30) где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [4,с.61] Кнα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим Кнα = 1,14; Kнυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] Kнυ = 1,04;
Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость. 3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе. sF2=YF2×Yb× KFb×KFn×2×Т2/(d2b2×m)£[sF]2, (31) sF1=sF2(Y F1/YF2) £[sF]1, (32) где sF1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2; YF1,2 – коэффициенты формы зуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев (zv1=z1/cos3b1 ; zv2=z2/cos3b2), и коэффициента смещения равный 0, и определяется по графику; Yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба; KFb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KFb =1; KFn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, KFn=1,11. Значение YF1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, zv1,2= z1,2/cos3β. zv2=157/cos311,48°= 166,8 YF2=3,62 zv1=39/cos311,48°= 41,44 YF1=3,69 Yb=1-β0/140 (33) Yb=1-11,48°/140=0,918 sF2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа sF2= 119,4£200,85 Н/мм2 sF1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[sF]2 sF1= 121,7 £ 213,21Н/мм2 Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб. Таблица 3. Параметры первой ступени косозубой передачи
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |