Курсовая работа: Проектирование привода электролебёдки (редуктор)
Курсовая работа: Проектирование привода электролебёдки (редуктор)
СОДЕРЖАНИЕ
1.
Техническое задание
2.
Энерго-кинематический расчет привода
3.
Расчет редуктора
4.
Подбор и проверочный расчет подшипников
5.
Смазывание редуктора
6.
Конструирование корпуса и деталей редуктора
7.
Подбор и проверочный расчет муфт
8.
Расчет шпоночных соединений
9.
Технический уровень редуктора
Вывод
Литература
|
|
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
Мощность, кВт |
Тип двигателя |
Номинальная частота, об/мин |
5,5 |
4А100L2У3 |
2880 |
4А112М4У3 |
1445 |
4А132S6У3 |
965 |
4А132М8У3 |
720 |
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
|
Крутящий
момент Т, Н×м |
Частота
n, об/мин |
Угловая
скорость w, с-1
|
Передаточное
число u |
Двигатель
4А250М6У3 |
46 |
965 |
101 |
|
Редуктор,
промежуточной вал |
174,95 |
241,25 |
25,25 |
4 |
Рабочий
тихоходный вал |
748,54 |
53,61 |
5,61 |
4,5 |
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
Страницы: 1, 2, 3, 4
|