Проектирование электромеханического привода - Курсовая работа

Узлом называют сборочную единицу, состоящую из деталей, имеющих общее функциональное назначение (подшипник качения, вал в сборе с подшипниками и зубчатыми колесами, коробка передач, муфта и др.). Редуктор - это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепм. Вал Число оборотов об/мин Угловая скорость рад/сек Мощность КВТ Крутящий момент Н·м При передаточном числе 20,0 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса: z2 = z1u = 2?20,0 = 40 m = (1,5?1,7)100/40 = 3,8?4,3 мм, принимаем m = 4,0 мм.В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод к качающемуся подъемнику" выполнен следующий объем расчетно-графических работ. По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры. По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи.

Курс «Детали машин» посвящен рассмотрению основ расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения, встречающихся в различных механизмах и машинах.

Механизмом называют систему твердых тел, предназначенную для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других тел (редуктор, коробка передач и др.).

Машиной называют механизм или устройство, выполняющее механические движения, служащие для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения или замены физического или умственного труда человека и повышения его производительности.

Все машины состоят из деталей, которые объединены в узлы (сборочные единицы). Деталью называют часть машины, изготовленную без применения сборочных операций (болт, шпонка, зубчатое колесо и др.). Узлом называют сборочную единицу, состоящую из деталей, имеющих общее функциональное назначение (подшипник качения, вал в сборе с подшипниками и зубчатыми колесами, коробка передач, муфта и др.).

Целью курса является изучение основ расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения с учетом режима работы и требуемого ресурса машины. При этом рассматриваются вопросы выбора материала, способа термической обработки, получения рациональной формы деталей, их технологичности и необходимой точности изготовления.

Редуктор - это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.

Цель данного курсового проекта рассчитать и спроектировать привод качающегося подъемника, включающий: электродвигатель; червячный редуктор; муфту.

1. Срок службы приводного устройства

Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом качающегося подъемника и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепм. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

Срок службы привода определяется по формуле

Lh = 365LГКГTCLCKC где LГ = 5 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 = 365·5·0,82·8·2·1 = 24000 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 21·103 часов.

Таблица 1.

Место установки Lг Lc tc Lh Характер нагрузки Режим работы

Заводской цех 5 2 8 21000 С малыми колебаниями Реверсивный привод двигатель червячный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Fv = 1,5·0,65 = 0,975 КВТ

Частота вращения звездочки npm = 6·104v/zp = 6·104·0,65/7·150 = 37 об/мин

Общий коэффициент полезного действия з = зрпзчпзпк2зм, где зм = 0,98 - КПД муфты [1c.40], зчп = 0,80 - КПД закрытой червячной передачи, зрп = 0,97 - КПД открытой ременной передачи, зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения, з = 0,97·0,80·0,9952·0,98 = 0,753.

Требуемая мощность двигателя

Ртр = Ррм/з = 0,975/0,753 = 1,295 КВТ.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А80В4: мощность - 1,5 КВТ, синхронная частота - 1500 об/мин, рабочая частота - 1415 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода u = n1/npm = 1415/37 = 38,24

Принимаем для червячной передачи u2= 20, тогда для открытой передачи u1= u/u2= 38,24/20 = 1,91

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости: n1 = nдв =1415 об/мин w1 =1415р/30 =148,2 рад/с n2 = n1/u1 =1415/1,91 =740 об/мин w2=740р/30 = 77,5 рад/с n3 = n2/u2 =740/20 = 37 об/мин w3= 37р/30 = 3,87 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны v = zpn3/6·104 = 7·150·37/6·104 = 0,65 м/с

Отклонение фактического значения от заданного д = 0%

Мощности передаваемые валами: P1 = Ptp = 1295 Вт

P2 = Р1зрпзпк = 1295·0,97·0,995 = 1250 Вт

P3 = Р2зчпзпк = 1250·0,80·0,995 = 995 Вт

Крутящие моменты: Т1 = P1/w1 = 1295/148,2 = 8,74 Н·м

Т2 = 1250/77,5 = 16,1 Н·м

Т3 = 995/3,87 = 257,1 Н·м

Результаты расчетов сводим в Таблицу 2.

Таблица 2.

Вал Число оборотов об/мин Угловая скорость рад/сек Мощность КВТ Крутящий момент Н·м

Вал электродвигателя 1415 148,2 1,295 8,74

Ведущий вал редуктора 740 77,5 1,250 16,1

Ведомый вал редтора 37 3,87 0,995 257,1

3. Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения: vs = 4,2uw310-3M21/3 = 4,2?20,0?3,87?10-3?257,11/3 = 2,07 м/с, при vs <5 м/с рекомендуется [1 c54] бронза БРА10Ж4Н4, способ отливки - центробежный: sв = 700 МПА, st = 460 МПА.

Допускаемые контактные напряжения: [s]H = 300 - 25vs = 300 - 25?2,07 = 248 МПА.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче: [s]F = 0,16SВKFL, где KFL - коэффициент долговечности.

KFL = (106/NЭН)1/9, где NЭН - число циклов перемены напряжений.

NЭН = 573w2Lh = 573?3,87?21000 = 4,6?107.

KFL = (106/4,6?107)1/9 = 0,653

[s]F = 0,16?700?0,653 = 73 МПА.

Таблица 3.

Элемент передачи Марка стали Термообработка ув у-1 [у]Н [у]F

Н/мм2

Червяк 45 Закалка>HRC45 780 335

Колесо Сборное: венец - БРА10Ж4Н4 700 460 248 73

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(257,1·103/2482)1/3 = 98 мм принимаем aw = 100 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления: m = (1,5?1,7)aw/z2, где z2 - число зубьев колеса.

При передаточном числе 20,0 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса: z2 = z1u = 2?20,0 = 40 m = (1,5?1,7)100/40 = 3,8?4,3 мм, принимаем m = 4,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка: q = (0,212?0,25)z2 = (0,212?0,25)40 = 8,5?10 принимаем q = 10

Коэффициент смещения x = a/m - 0,5(q z2) х = 100/4,0 - 0,5(10 40) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния: aw = 0,5m(q z2 2x) aw = 0,5?4,0(10 40 - 2?0) = 100 мм

Делительный диаметр червяка: d1 = qm =10?4,0 = 40 мм

Начальный диаметр червяка dw1 = m(q 2x) = 4,0(10-2·0) = 40,0 мм

Диаметр вершин витков червяка: da1 = d1 2m da1 = 40 2?4,0 = 48 мм.

Диаметр впадин витков червяка: df1 = d1 - 2,4m df1 = 40 - 2,4?4,0 = 30 мм.

Длина нарезной части червяка:

b1 = (10 5,5|x| z1)m C b1 = (10 5,5?0 2)4,0 0 = 48 мм. при х < 0 ® С = 0.

Делительный угол подъема линии витка: g = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31є

Делительный диаметр колеса: d2 = mz2 d2 = 4,0?40 = 160 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса: da2 = d2 2m(1 x) da2 = 160 2?4,0(1 0) = 168 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса: df2 = d2 - 2m(1,2 - x) df2 = 160 - 2?4,0(1,2 - 0) = 150 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса: dam2 = da2 6m/(z1 2) dam2 = 168 6?4,0/(2 2) = 174 мм.

Ширина венца колеса:

b2 = 0,355aw = 0,355?100 = 36 мм.

Фактическое значение скорости скольжения vs = uw2d1/(2000cosg) vs = 20?3,87?40/(2000cos11,31є) = 1,58 м/с

Коэффициент полезного действия червячной передачи h = (0,95?0,96)tgg/tg(g j) где j = 2,50є - приведенный угол трения [1c.74]. h = (0,95?0,96)tg11,31є/tg(11,31є 2,50є) = 0,78.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке: Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2?257,1?103/160 = 3214 H.

Радиальная на червяке и колесе: Fr1 = Fr2 = Ft2tga = 3214?tg20° =1170 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе: Ft1 = Fa2 = 2M1/d1 = 2?16,1?103/40 = 805 H

Расчетное контактное напряжение

SH = 340(Ft2K/d1d2)0,5, где К - коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса v2 = w3d2/2000 = 3,87?160/2000 = 0,30 м/с при v2 < 3 м/с ® К = 1,0

SH = 340(3214?1,0/40?160)0,5 = 241 МПА, недогрузка (248 - 241)100/248 = 2,8% <10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

SF = 0,7YF2Ft2K/(b2m), где YF2 - коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса: zv2 = z2/(cosg)3 = 40/(cos11,31є)3 = 42,4 ® YF2 = 1,52.

SF = 0,7?1,52?3214?1,0/(36?4,0) = 23,7 МПА.

Условие SF < [s]F = 73 МПА выполняется.

Так как условия 0,85<SH < 1,05[SH] и SF < [SF] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течение всего срока службы привода.

Таблица 4.

Проектный расчет

Параметр Значение Параметр Значение

Межосевое расстояние aw 100 мм. Ширина зубчатого винца b2 36 мм.

Модуль зацепления m 4 Длина нарезаемой части червяка b1 48 мм

Коэффициэнт диаметра червяка q 10 мм Диаметры червяка: Делительный d1 Начальный dw1 Вершин витков da21 Впадин витков dл 40 40 48 30

Делительный угол витков червяка Y, град. 11,31?

Угол обхвата червяка венцом, 2б град. Диаметры колеса: Делительный d2 = dw2 Вершин зубьев da2 Впадин зубьев dл Наибольший dam2 160 168 150 174

Число витков червяка z1 2

Число зубьев колеса z2 40

5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи открытого типа

Выбор ремня

По номограмме выбираем ремень сечения К

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d1min =40 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1ч2 размера больше d1 = 80 мм

Диаметр большого шкива d2 = d1u(1-е) = 80•1,91(1-0,01) = 152 мм где е = 0,01 - коэффициент проскальзывания принимаем d2 = 160 мм

Фактическое передаточное число u = d2/d1(1 - е) = 160/80(1 - 0,01) = 2.02

Отклонение от заданного Дu = (2,02 - 1,91)·100/1,91 = 5,7% < 6%

Межосевое расстояние a > 0,55(d1 d2) H = 0,55(80 160) 4,0 = 136 мм h = 4,0 мм - высота ремня сечением K принимаем а = 200 мм

Длина ремня L = 2a w y/4a w = 0,5р(d1 d2) = 0,5р(80 160) = 377 y = (d2 - d1)2 = (160 - 80)2 = 6400

L = 2•200 377 6400/4•200 = 785 мм принимаем L = 800 мм

Уточняем межосевое расстояние a = 0,25{(L - w) [(L - w)2 - 2y]0,5} а = 0,25{(800 - 377) [(800 - 377)2 - 2•6400]0,5} = 208 мм

Угол обхвата малого шкива б1 = 180 - 57(d2 - d1)/a = 180 - 57(160- 80)/208 = 158є

Скорость ремня v = pd1n1/60000 = р80•1415/60000 = 5,9 м/с

Окружная сила

Ft = Р/v = 1,295•103/5,9 = 219 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

Cp = 0,9 - спокойная нагрузка при двухсменном режиме

Сб = 0,93 - при б1 = 158є

Cl = 1,02 - коэффициент учитывающий отношение L/L0, L0=0,7 м

[Р] = Р0СРСБ

P0 = 2,35 КВТ - номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 2,35•0,9•0,93·1,02 = 2,00 КВТ

Число клиньев

Z = 10Р/[Р] = 10·1,295/2,00 = 6,5 принимаем Z = 7

Натяжение ветви ремня

F0=850Р /VCPCБ=850•1,295/5,9•0,93•0,9=223 H

Сила действующая на вал

Fв = 2F0sin(б1/2) = 2•223sin(158/2) = 433 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня умах = у1 уи yv < [у]р = 10 Н/мм2 у1 - напряжение растяжения у1 = F0/A Ft/2A = 223/60 219/•2•60 = 5,54 Н/мм2

А - площадь сечения ремня

А = 0,5b(2H - h) b - ширина ремня b = (z - 1)p 2f = (7- 1)2,4 2·3,5 = 21,4 мм

А = 0,5·21,4(2·4,0 - 2,35) = 60 мм2 уи - напряжение изгиба уи = Eиh/d1 = 80•2,35/80 = 2,35 Н/мм2

Еи = 80 Н/мм2 - модуль упругости yv = cv210-6 = 1300•5,92•10-6 = 0,05 Н/мм2 с = 1300 кг/м3 - плотность ремня умах = 5,54 2,35 0,05 = 7,94 Н/мм2 условие умах < [у]р выполняется

6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45, термообработка - улучшение: ув = 780 МПА;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 10ч20 МПА

Диаметр быстроходного вала где Т - передаваемый момент;

d1 = (16,1·103/р10)1/3 = 20 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 25 мм;

длина выходного конца: l1 = (1,0?1,5)d1 = (1,0?1,5)25 = 25?38 мм, принимаем l1 = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1 2t = 25 2?2,2 = 29,4 мм, где: t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d2 = 30 мм: длина вала под уплотнением: l2 » 1,5d2 =1,5?30 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 30 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала: d1 = (257,1·103/р15)1/3 = 44 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;

Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1 2t = 45 2?2,5 = 50,0 мм, где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d2 = 45 мм .

Длина вала под уплотнением: l2 » 1,25d2 =1,25?50 = 63 мм.

Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 50 мм.

Диаметр вала под колесом: d3 = d2 3,2r = 50 3,2?2,5 = 58,0 мм, принимаем d3 = 60 мм.

7. Выбор подшипников

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки, предварительно назначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии №27306 для червячного вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. В плавающей опоре А используется радиальный шарикоподшипник №306, воспринимающий только радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии №7210.

Таблица 5.

Размеры и характеристика выбранного подшипника

№ d, мм D, мм B, мм C, КН C0, КН е Y

27306 30 72 19 30,0 21,0 0,721 0,833

306 30 72 21 29,1 14,6

7210 50 90 22 52,9 40,6 0,37 1,60

8. Проверочный расчет подшипников

8.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.

P = (XVFRB YFA)КБКТ, где Х - коэффициент радиальной нагрузки

Y - коэффициент осевой нагрузки

V = 1 - вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212]

Кб = 1,5 - коэффициент безопасности [1c. 214]

КТ = 1 - работа при t < 100o C [1c. 214] отношение Fa/В = 3214/404 = 7,9 > e : следовательно Х = 0,4; Y = 0,833

Р = (0,4·1·404 0,833?3214)1,5·1 = 4258 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза больше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда Стр = Р(573WL/106)0,3 =

= 4258(573?77,5?21000/106)0,3 = 33,1 KH < C= 30,0·1,7 = 51,0 КН

Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 106(51,0?103 /4258)3,333/60?740 = 88472 часов, больше ресурса работы привода, равного 21000 часов.

Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А

P = (XVFRA)КБКТ, где Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки

Р = (1,0·1·1680)1,5·1 = 2520 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника: Стр = Р(573WL/106)0,333

Стр = 2520(573?77,5?21000/106)0,333 = 24,6 КН < C= 29,1 КН

Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 106(29,1?103 /2520)3/60?740 = 34681 часов, больше ресурса работы привода, равного 21000 часов.

8.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор: SC = 0,83EC = 0,83?0,37·8304 = 2550 H, SD = 0,83ED = 0,83?0,37?7420 = 2279 H.

Результирующие осевые нагрузки: FAC = SC =2550 H, FAD = SC Fa =2550 805 = 3355 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение Fa/Fr= 2550/8304 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,0?1,0?8304 0)1,5?1,0 =12456 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение Fa/Fr= 3355/7420 = 0,45 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,6

Р = (1,0?0,4?7420 1,6•3355)1,5?1,0 =12504 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника: Стр = Р(573WL/106)0,3

Стр =12504(573?3,87?21000/106)0,3 = 39,6 КН < C = 52,9 КН

Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 106(52,9?103 /12504)3,333/60?37 = 55139 часов, больше ресурса работы привода, равного 21000 часов.

9. Конструктивная компоновка привода

9.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы: dct = 1,6d3 = 1,6·60 = 96 мм.

Длина ступицы: lct = (1ч1,5)d3 = (1ч1,5)60 = 60ч90 мм, принимаем lct = 60 мм

Толщина обода: S = 0,05d2 = 0,05·160,0 = 8 мм

S0 = 1,2S = 1,2·8 = 10 мм

Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм

9.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: da1 = 48 мм, b1 = 48 мм.

9.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

9.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора - плавающая.

9.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора d = 0,04ат 2 = 0,04·100 1 = 5,0 мм принимаем d = 8 мм

Толщина фланцев b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов: - фундаментных d1 = 0,036at 12 = 0,036·100 12 = 15,6 мм принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = 0,75d1 = 0,75·16 = 12 мм принимаем болты М12;

- соединяющих крышку с корпусом d3 = 0,6d1 = 0,6·16 = 10 мм принимаем болты М10

9.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d1 = 80 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 - 2t = 80 - 2•1,0 = 78,0 мм

Ширина шкива

B = (z - 1)p 2f = (7- 1)2,4 2•3,5= 21,4 мм

Толщина обода д = 1,6е = 1,6•2,35 = 3,76 мм принимаем д= 4 мм

Толщина диска

С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 22 мм

Диаметр ступицы наружный dct = 1,6d = 1,6•22 = 35,2 мм принимаем dct = 40 мм

Длина ступицы lct = lдв = 50 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d1 = 160 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 - 2t = 160 - 2•1,0 = 158 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 25 мм

Диаметр ступицы наружный dct = 1,6d = 1,6•25 = 40 мм принимаем dct = 40 мм

Длина ступицы lct = l1 = 40 мм.

9.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = КТ1 = 1,5·257,1 = 386 Н·м < [T]

где k = 1,5 - коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

9.8 Смазывание

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,5?0,8)N = (0,5? 0,8)1,250 » 0,8 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,58 м/с и контактном напряжении УН=241 МПА ® n =25·10-6 м2/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-460

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме "Привод к качающемуся подъемнику" выполнен следующий объем расчетно-графических работ.

По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням, определены их кинематические и силовые параметры. По критерию контактной выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и статическая прочность.

Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода.

Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора, определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по охране труда.

По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода, таблица допусков и посадок.

Критерий технического уровня спроектированного редуктора: Масса редуктора m = цсd10,785d22•10-9 m = 8,5•7300•40•0,785•1602•10-9 = 50 кг где: ц = 8,5 - коэффициент заполнения редуктора с = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора г = m/T2 г = 50/257 = 0,19

При г = 0,1…0,2 технический уровень редуктора считается средним, а производство в большинстве случаев экономически неоправданным.

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.

Размещено на .ru