Проектирование и расчет привода к подъемнику

Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода. Определение первой и второй прямозубой цилиндрической пары, клиноременной и цепной передачи. Проверочный расчет валов на выносливость. Технические условия на эксплуатацию.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

Министерство образования и науки Украины

Донбасская государственная машиностроительная академия

Кафедра «КИТ»

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

«Основы автоматизированного проектирования сложных объектов и систем»

по теме: «Проектирование и расчет привода к подъемнику»

Выполнил: ст.гр. ИТ01-2

Соловьянов А.Ю.

Проверил: Роганов Л.Л.

Савицкий В.В.

Корнева М.Л.

Краматорск, 2005

Содержание

1 Выбор электродвигателя

2 Кинематический расчет

3 Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода

4 Проектировочный расчет

4.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

Расчет межосевого расстояния

Назначение числа зубьев

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

Назначение степени точности

4.2 Расчет первой прямозубой цилиндрической пары Z1-Z2

Расчет межосевого расстояния

Назначение числа зубьев

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

Назначение степени точности

4.3 Расчет клиноременной передачи

4.4 Предварительный расчет цепной передачи

4.5 Проектировочный расчет валов

5 Проверочный расчет

5.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

5.2 Расчет второй шевронной цилиндрической пары

5.3 Проверочные расчеты цепной передачи

5.4 Проверочный расчет валов на выносливость

5.5 Расчет подшипников на долговечность

6 Технические условия на эксплуатацию

1 Выбор электродвигателя

где

Твых - мощность на выходном валу

nвых- частота вращения выходного вала

з-КПД редуктора

Pпотр - потребляемая мощность на выходном валу

з=з3под*зрем*з2зац=0,993*0,95*0,972=0,87

зподш=0,99; ззацеп=0,97; зр.п.=0,95;

кВт

Выбираем электродвигатель

Мощьность, кВт	Тип двиготеля	Скольжение, %	Ном. частота об/мин	Tmax/Tном	Tнач/Tном
3	4A100S4Y3	4.4	1435	2.2	2

2 Кинематический расчет

Общее передаточное число

Uобщ =10,25

Расчет передаточного числа редуктора.

Расчёт передаточных чисел редуктора.

Uред=U1-2*U3-4; U3-4==2,27;

Принимаем по стандарту: U1-2=2,5 U3-4=2,24

Определяем фактическое передаточное число редуктора

Uф=U1-2*U3-4=2.5*2,24=5.6;

Определяем процент фактического передаточного числа редуктора относительно номинального

<4% - условие выполняется.

ДU<[ДU]=4%

3 Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода

Расчет частот.

nведущ шк=nэд=1435 мин-1;

nведом шк=nz1= мин-1

nпр.в.=nz2=nz3= мин-1

nвых. в.=nz4= мин-1

Расчет мощностей.

Рведущ шк=Pпотр=2,54кВт;

Рвх=Рведом шк= Рпотр*зрем=2,54*0,95=2,413 кВт;

Рz1= Рведом шк*зподш=2,413*0,99=2,39 кВт;

Рz2=Рz1*ззац=2,39*0,97=2,32 кВт;

Рz3= Рz2*зподш=2,32*0,99=2,295 кВт

Pz4=Рz3* ззац=2.295*0.97=2.23 кВт;

Рвых=Pзв=Pz4*зподш=2,23*0,99=2,208 кВт;

Расчет вращающих моментов.

Тведущ шк=Тпотр=Hм;

Tвх=Тведом шк= Hм

Тz1= Hм

Тz2= Hм

Тz3= Hм

Тz4= Hм

Твых= Hм.

Расчетные данные сведем в таблицу

Таблица 1 результаты кинематического расчета

Параметры	Эл. Дгатель	Ременная передача	Редуктор	Цепная пер.
		Вш	Вд	Z1	Z2	Z3	Z4
n, мин-1	1435	1435	797.222	797.222	318.89	318.89	142.362	142.362
Р,кВт	2.54	2.54	2.413	2.39	2.32	2.95	2.32	2.208
Т, нм	16.9	16.9	16.06	28.63	69.5	68.73	149.6	148.12
U	-	1.8	2.5	2.24	1.8

4 Проектировочный расчет

4.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4

Расчет ведем по этой передачи, так как она более нагружена, чем передача 1-2

Исходные данные:

мощность на шестерне Pz3 = 2.295 кВт; Рz4=2.23кВт

частота вращения шестерни nz3 = 318,89 об/мин;

передаточное число U3-4 = 2.24

Режим нагружения:

t1 = 4000 час; P1 = P;

t2 = 4000 час; P2 = 0.7P;

t3 = 5000 час; P3 = 0.2P;

Назначение материалов и допускаемых напряжений

Принимается для шестерни и для колеса сталь 45 улучшенная (т.к. зубья нарезают после термообработки, при этом достигается достаточная точность изготовления зубчатых колес без использования дорогих финишных операций, колеса хорошо приробатываются)

По табл. 26, 24 выбираем:

Для шестерни Н3=269…302НВ (Н3=285)

уВ3=895МПа; уТ3=650МПа;

Для колеса Н4=235…262НВ (Н4=250)

уВ4=780МПа; уТ4=540МПа;

Допускаемые контактные напряжения

.

Для шестерни

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*285 + 70 = 640 МПа [1, табл. 10] - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов NH0.

SH = 1.1 [1, табл. 11] - коэффициент безопасности.

- коэффициент долговечности.

NHO3 = 30*Н2,4НВ = 30*2852,4=23374855

NHE3=60*n3=60*318.89(13*4000+0.73*4000+0.23*5000) =

=103549960

< 1, принимаем KHL = 1.

Принимаем значения коэффициентов:

ZR = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

ZV = 1 (ожидается V < 5 м/с);

KL = 1 (обильно смазываемая передача);

KчH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

*1*1*1*1*1= 463.6 МПа.

Для колеса

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*250 + 70 = 570 МПа [1, табл. 10].

SH = 1.1 [1, табл. 11].

NH04 = 30*HB2.4=30*2502.4=17067789

= 446227661

< 1, принимаем KHL = 1.

= 518 МПа.

Принимаем [у]расч=[у]H2=518 МПа

Назна...