Министерство образования и науки Российской Федерации
Магнитогорский государственный технический университет
им. Г.И. Носова
Кафедра прикладной механики и деталей машин
Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"
"Привод люлечного элеватора"
Исходные данные
Тяговая сила цепи F, кН – 2,8
Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2
Шаг тяговой цепи р, мм – 80
Число зубьев звездочки – 9
Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % - 6
Срок службы привода Lr, лет – 5.
1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):
Вт.
Определим общий КПД привода:
η = η1· η2· η3· η4,
η1 = ηпер = 0,95;
η2 = ηред = ηпер· ηподш2 = 0,98·0,982 = 0,96;
η3 = ηсоед.муфт = 0,98;
η4 = ηподш.опор = 0,992 = 0,98;
η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.
Требуемая мощность электродвигателя:
Вт.
Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:
рад/с;
мм.
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):
об/мин.
Общее передаточное число привода:
Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):
об/мин.
Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.
Номинальная частота вращения: об/мин.
рад/с.
Определяем фактическое передаточное число привода:
.
Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:
Uред = 2,5,
Uпер = .
Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора
Вал А
n1 = nдв = 949 об/мин
рад/с
Вал В
об/мин
рад/с
Вал С
об/мин
рад/с
Определим вращающие моменты на валах привода:
Н·мм;
Т1 = Тдв
Н·мм.
2. Расчет зубчатых колес редуктора
Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.
НВср = 0,5(НВ1 + НВ2)
НВср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,
НВср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.
Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:
МПа;
Шестерни:
582 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
МПа.
Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:
мм.
Определяем нормальный модуль зацепления:
мм,
мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 100 и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:
, тогда
.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
,
β = 90.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
мм;
мм.
Проверка:
мм.
Диаметры вершин зубьев:
мм,
мм.
Ширина колеса:
мм,
Ширина шестерни:
мм.
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
Диаметры впадин:
мм,
мм.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
м/с – 9 степень точности.
Коэффициент нагрузки:
.
Проверка контактных напряжений:
МПа.
МПа < ,
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.
Определяем силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
Н.
Радиальная сила:
Н.
Осевая сила:
Н.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
, , .
У шестерни
,
У колеса
,
Определим допускаемое напряжение:
= МПа,
, ,
.
Находим отношение для колеса:
<
3. ............