«Университет Дубна»
Факультет естественных и инженерных наук
Кафедра Проектирование сложных технических систем
Курсовой проект
Детали машин
Тема:
«Привод к междуэтажному подъемнику» Выполнил: Студент
3081 группы
Дегтярев Д. А.
Руководитель:
Макаров А.Ф.
Дата защиты:____________
Оценка:____________
Дубна, 2016
![](76153_html_m5db18d41.png)
Исходные данные
Тяговая сила цепи F, кH
| 5
| Скорость грузовой цепи υ, м/с
| 0,35
| Шаг грузовой цепи p, мм
| 100
| Число зубьев звездочки Z
| 8
| Угол наклона цепной передачи θ, град
| 60
| Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ, %
| 6
| Срок службы привода , лет
| 6
|
Кинематическая схема машинного агрегата.
Условия эксплуатации машинного агрегата.
Устанавливаю привод к межэтажному подъемнику в офисное здание, как пассажирский лифт. Работа в одну смену, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены .
Срок службы приводного устройства.
Определю ресурс привода
![](76153_html_m3d1ae8c6.gif)
![](76153_html_3190fefb.gif)
![](76153_html_754085a6.gif)
Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики рабочей машины
-
Место установки
|
![](76153_html_6b0ba0b6.gif)
|
![](76153_html_15ce044c.gif)
|
![](76153_html_m6e1f7793.gif)
|
![](76153_html_m2ecf01dd.gif)
| Характер нагрузки
| Режим работы
| Офисное здание
| 6
| 1
| 8
| 9220
| С малыми колебаниями
| реверсивный
|
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.
Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.
Определяю требуемую мощность подъемника
![](76153_html_m4473886b.gif)
2. Определяю КПД всего привода
![](76153_html_1bb847cb.gif)
Необходимые значения КПД находим по таблице 2.2
3. Определяею требуемую мощность двигателя
![](76153_html_m3debff88.gif)
По таблицам 2.1 и К.9 выбираю двигатель серии 4А с номинальной мощностью , , применяя для расчета два типа двигателя:
Таблица 2.1 Технические данные выбранных двигателей
-
Вариант
| Тип двигателя
|
, кВт
| Частота вращения
|
|
|
| Синхронная
| При номинальном режиме
| 1
| 4AM112MA6УЗ
| 3,0
| 1000
| 955
| 2
| 4АМ100S4УЗ
| 3,0
| 1500
| 1435
|
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Определяю частоту вращения приводного вала
![](76153_html_m2fcfc984.gif)
Находим общее передаточное число для каждого варианта
![](76153_html_m19da860c.gif)
Таблица 2.2 Передаточные числа
-
Передаточное число
| Варианты для двигателей
|
|
| 1
| 2
| Общее для привода
| 36,38
| 54,67
| Цепной передачи
| 3
| 3
| Червячного редуктора
| 12,13
| 18,22
| Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:
Во втором варианте получилось большое значение общего передаточного числа, это указывает, что первый вариант предпочтительнее, т.к. согласно ГОСТ 2144-75 значение первого ряда следует предпочитать значению второго. Так же здесь передаточное число редуктора меньше, ресурс двигателя выше.
Определяю максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала подъемника.
![](76153_html_m20ff383.gif)
Определяю допускаемую частоту вращения приводного вала подъемника с учетом отклонения. Принимаем ![](76153_html_2c250804.gif)
![](76153_html_3b9d90a6.gif)
Фактическое передаточное число
![](76153_html_6db7c76c.gif)
Передаточное число цепной передачи ![](76153_html_6cae07f9.gif)
Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112МА6УЗ (Pном=3кВт, ) передаточные числа: Привода 37,5 , Редуктора 12,5 , Цепной передачи 3.
Определение силовых и кинематических параметров привода.
Определю силовые и кинематические параметры привода по кинематической схеме: дв—м—зп—оп—рм:
Таблица 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Вал
| Мощность
| двигатель
| Рдв=3 кВт
| быстроходный
| Р1= Рдв ηм ηпк = 3·0,98·0,99 = 2,91 кВт
| тихоходный
| Р2= Р1 ηзп ηпк =2,91·0,8·0,99 = 2,3 кВт
| раб. машина
| Ррм= Р2 ηоп ηпс =2,3·0,91·0,98 = 2,05 кВт
|
| Частота вращения
| Угловая скорость
| двигатель
| nном = 955 об/мин
| ωном = = =100 с-1
| быстроходный
| n1 = nном = 955 об/мин
| ω1 = ωном = 100 с-1
| тихоходный
| n2 = = = 76,4 об/мин
| ω2 = = = 8 с-1
| раб. машина
| nрм = = = 25,5 об/мин
| ωрм = = = 2,67 с-1
|
| Вращающие моменты на валах:
| двигатель
| Тдв = = = 30 Н·м
| быстроходный
| Т1= Тдв ηм ηпк = 30·0,98·0,99 = 29,1 Н·м
| тихоходный
| Т2= Т1 uзп ηзп ηпк =29,1·12,5·0,8·0,99 = 288,1 Н·м
| раб. машина
| Трм= Т2 uоп ηоп ηпс =288,1·3·0,91·0,98 = 771 Н·м
| Результаты расчета сводим в таблицу Таблица 2.4 вала
| Мощность
на валу, кВт
| Угловая скорость, с-1
| Частота вращения вала, об/мин
| Крутящий момент, Н·м
| Вал двигателя
| 3,0
| 100
| 955
| 30
| быстроходный
| 2,91
| 100
| 955
| 29,1
| тихоходный
| 2,3
| 8
| 76,4
| 288,1
| привод рабочей машины
| 2,05
| 2,67
| 25,5
| 771
|
Выбор материала червячной передачи. Определение допускаемых напряжений.
по таблице 3.1 учебного пособия выбираю марку стали для червяка: сталь 40X, твердость ≥ 45 HRC, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ; по таблице 3.2 учебного пособия σв = 900 Н/мм2, σт = 750 Н/мм2.
Скорость скольжения
.
В соответствии со скоростью скольжения по таблице 3.5 учебного пособия выбираю бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья σв = 700 Н/мм2, σт = 460 Н/мм2.
Для материала венца червячного колеса по таблице 3.6 учебного пособия определяю допускаемые контактные [σ]H и изгибные [σ]F напряжения:
При твердости витков червяка допускаемые контактные напряжения ;
Нахожу коэффициент долговечности , где наработка ,
Тогда .
Допускаемые изгибные напряжения для реверсивной передачи
.
В соответствии с рекомендациями уменьшаем на 25%, .
Таблица 3.1 Элемент передачи
| Марка материала
| Dпред
| Термо-
обработка
| HRC
| σв
| σт
| [σ]H
| [σ]F
| Способ отливки
| Н/мм2
| червяк
| Сталь 40х
| 125
| У+ТВЧ
| 45..50
| 900
| 750
| -
| -
| колесо
| БрА10Ж4Н4
| -
| Ц
| -
| 700
| 460
| 229
| 55,44
| 4. Расчет закрытой передачи. ![](76153_html_6b93cae2.png)
Определяю межосевое расстояние.
![](76153_html_4624c40b.gif)
Принимаем по ГОСТ 6636 – 69 .
Выбираем число витков червяка =4.
Определяю число зубьев червячного колеса
![](76153_html_m6aeb2874.gif)
Определяю модуль зацепления
![](76153_html_m5731ac9e.gif)
Определяю коэффициент диаметра червяка
![](76153_html_36bf48f5.gif)
Определяю коэффициент смещения инструмента
![](76153_html_3f93de33.gif)
Определяю фактическое передаточное число
![](76153_html_m437fe180.gif)
![](76153_html_m375ef8e2.gif)
Определяю фактическое значение межосевого расстояния
![](76153_html_m12266601.gif)
Определяю основные геометрические размеры передачи.:
Основные размеры червяка:
Делительный диаметр ![](76153_html_2a19c718.gif)
Начальный диаметр ![](76153_html_m391aa46b.gif)
Диаметр вершин витков ![](76153_html_2583bf53.gif)
Диаметр впадин витков ![](76153_html_767ffccc.gif)
Делительный угол подъема линии витков ![](76153_html_50a95b19.gif)
Длина нарезаемой части ![](76153_html_52c78f88.gif)
Основные размеры венца червячного колеса:
Делительный диаметр ![](76153_html_43c77323.gif)
Диаметр вершин зубьев ![](76153_html_m35a077cc.gif)
Наибольший диаметр колеса ![](76153_html_m6ee72283.gif)
Диаметр впадин зубьев ![](76153_html_4b81893e.gif)
Ширина венца ![](76153_html_m6809d4e.gif)
Радиусы закруглений зубьев ; мм
Условный угол обхвата червяка венцом колеса ; ![](76153_html_m440e3015.gif)
Проверочный расчет
Определяю КПД червячной передачи
![](76153_html_575ad89c.gif)
где φ = 2,3˚определяю из таблицы 4.9 учебного пособия по :
![](76153_html_m3dcd112f.gif)
Проверяю контактные напряжения зубьев колеса
![](76153_html_m31f32ce4.gif)
Где , К=1
на 8 %.
Проверяю напряжения изгиба зубьев колеса
![](76153_html_m76ada8b5.gif)
Где – коэффициент формы зуба колеса определяю из таблицы 4.10 учебного пособия по ;
![](76153_html_1d9dd151.gif)
Таблица 4.1 Параметры червячной передачи, мм. Проектный расчет Параметр
| Значение
| Параметр
| Значение
| Межосевое расстояние аw
| 110 мм
| длина нарезаемой части червяка b1
| 123,2 мм
| Модуль зацепления m
| 3,5 мм
| ширина венца колеса b2
| 34,1 мм
| Коэфициент диаметра червяка q
| 12,5
| Диаметры червяка:
- делительный d1
- начальный dw1
- вершин витков dа1
- впадин витков df1
| 43,75 мм
45 мм
50,75 мм
35,35 мм
| Делительный угол подъема линии витков червяка γ
| 17.74˚
| Угол обхвата червяка венцом линии колеса 2δ
| 108,5˚
| Диаметры колеса:
- делительный d2 = dw2
- вершин зубьев dа2
- впадин зубьев df1
- наибольший dам2
| 175 мм
183 мм
167,86 мм
186,5 мм
| Число витков червяка z1
| 4
| Число зубьев червячного колеса z2
| 50
| Проверочный расчет
| Параметр
| Допускаемые
значения
| Расчетные значения
| Примечание
| Коэффициент полезного действия η
| 0,85-0,97
| 0,88
| -
| Контактные напряжения σH, Н/мм2
| 242,5
| 223
| 8,2 %
| Напряжения изгиба σF, Н/мм2
| 53,8
| 27,7
| 49,1 %
|
|