Автор работы: Пользователь скрыл имя, 25 Ноября 2012 в 18:27, курсовая работа
Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяется по формуле
Lh = 365•L·Kгод·24·Kcут ,
Определение срока службы приводного устройства……………………………………..….3
Определение мощности и частоты вращения двигателя…………………………………3
Определение передаточного числа привода и его ступеней…………………………..…..4
Определение силовых и кинематических параметров привода………………………..….4
Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений……....7
Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи……………………………..………9
Расчет закрытой червячной передачи ………………………………………………………..12
Нагрузки валов редуктора………………………………………………………………………..16
Проектный расчет валов…………………………………………………………………………18
Расчетная схема валов редуктора…………………………………………………………..…21
Проверочный расчет подшипников………………………………………………………….….24
Проверочный расчёт валов………………………………………………………………...…….27
Проверочный расчёт шпонок…………………………………………………………………….31
Тепловой расчет редуктора……………………………………………………………………..31
Выбор муфт……………………………………………………………………………………..….32
Содержание:
1. Срок службы приводного устройства
Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяется по формуле
Lh = 365•L·Kгод·24·Kcут ,
где L - срок службы привода, лет; Кгод - коэффициент годового использования,
Ксут - коэффициент сменного использования,
Kгод = 0,8 Kcут=0,29
Таким образом ресурс привода равен:
Lh = 365·5·0.8·24·0.29 = 10161,6 ч.
Рабочий ресурс привода
2. Определение мощности и
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Ppм = F·v = 5,25·0,6 = 3,15 кВт;
где F, кН - тяговая сила; v, м/с, - линейная скорость тягового органа рабочей машины.
2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
h = hцилhчерhмhпк
где hцил, hчер, hм, hпк - коэффициенты полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой передач, червячной закрытой передачи, муфты и подшипников.
Значения КПД передач и
hцил = |
0,97 |
|
hчер = |
0,8 |
|
hм = |
0,98 |
(2 шт.) |
hпк = |
0,99 |
(4 пары) |
h =0,97·0,8·0,98
3. Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:
Рдв= |
Ррм |
= |
3,15 |
=4,4 кВт. |
h |
0,7159 |
4. Определяем
номинальную мощность
Рном > Рдв,
т.о. получаем, что Рном = 5,5 кВт.
5. Выбираем тип двигателя.
Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт.
Марка двигателя АМ112М4УЗ, синхронная частота вращения 1500 об/мин.,
Частота вращения при номинальном режиме 1445 об/мин.
3. Определение передаточного
и его ступеней
1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины
прм, об/мин:
прм= |
60*v |
= |
60·0,6 |
= 28,66 об/мин |
p·D |
3.14·0,4 |
где v - скорость конвейера, м/с; D - диаметр барабана, мм.
2. Определяем передаточное число привода. ,
Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя пном к частоте вращения приводного вала рабочей машины прм при номинальной нагрузке:
и= |
пном |
= |
пном |
прм |
28,66 |
u=50,4 , где nном =1445 об/мин
3. Определить передаточные числа ступеней привода.
Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так, чтобы
и = ицил · ичер
где и, ицил, ичер - соответственно передаточные числа привода, цилиндрической и червячной передачи.
и = 2,5·20=50
Таким образом, выбираем двигатель АМ112М4УЗ (Рном = 5,5 кВт, пном = 1445 об/мин); передаточные числа: привода с учётом погрешности = 1%; и = 50 редуктора;
Ицил = 2,5 ; ичер=20.
4. Определение силовых и кинематических
параметров привода
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме: дв®м®зп®м®бп
Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения пном при установившемся режиме.
Расчетная мощность на валу двигателя:
Рдв = 4,4 кВт
Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора:
Р1 = Рдвhмhпк = 4,4·0,98·0,99 = 4,27 кВт
Расчетная мощность на промежуточном валу редуктора:
Рпром = Р1hцилhпк =4,27·0,97·0,99 = 4,1 кВт
Расчетная мощность на тихоходном валу редуктора:
P2= Pпромhчерhпк= 4,1·0,8·0,99 = 3,25 кВт
Расчетная мощность на приводном валу рабочей машины:
Ррм = Р2hмhпк = 3,25·0,98·0,99 = 3,15 кВт
Угловая скорость на валу двигателя:
wном = |
pпном |
= |
p·1445 |
= 151,24 1/с |
30 |
30 |
Угловая скорость на быстроходном валу редуктора:
w1 = wном =151,24 1/с
Угловая скорость на промежуточном валу редуктора:
wпром = w1 /uцил =151,24/2,5 = 60,5 1/с
Угловая скорость на тихоходном валу редуктора:
w2 = |
w1 |
= |
151,24 |
= 3,02 1/с |
и |
50 |
Угловая скорость на приводном валу рабочей машины:
wрм = w2 =3,021/с |
w2 |
|
|
uм |
1 |
Частота вращения на валу двигателя:
пном = 1445 об/мин
Частота вращения на быстроходном валу редуктора:
п1 = пном =1445 об/мин
Частота вращения на промежуточном валу редуктора:
nпром = п1 /uцил = 1445/2,5 =578 об/мин
Частота вращения на тихоходном валу редуктора:
n2 = п1 /u = 1445/50 = 28,9 об/мин
Частота вращения на приводном валу рабочей машины:
прм = n2 =28,9 об/мин |
Вращающий момент на валу двигателя:
Тдв = |
Рдв |
= |
4400 |
= 29,1 Н·м |
wном |
151,24 |
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
Т1 = Тдвhмhпк = 29,1·0,98·0,99 = 28,23 Н·м
Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:
Тпром = Т1ицилhцилhпк = 28,23·2,5·0,97·0,99 = 67,8 Н·м
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:
Т2 = Тпромичерhчерhпк = 67,8·20·0,8·0,99 = 1073,9 Н·м
Вращающий момент на приводном валу рабочей машины:
Трм = Т2 hмhпк = 1073,9·0,98·0,99 = 1041,9, Н·м
Тип двигателя АМ112М4УЗ |
Рдв = 4,4 кВт пном =1445 об/мин | ||||||||
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал | ||||||
закрытая |
двига- теля |
редуктора |
приводной рабочей машины. | ||||||
Червячная |
Цилиндричес- кая |
Быстоход-ный |
Промежу-точный |
Тихохо-дный | |||||
Переда-точное число и |
20 |
2,5 |
Расчетная мощность Р, кВт |
4,4 |
4,27 |
4,1 |
3,25 |
3,15 | |
Угловая скорость w, 1/с |
151,24 |
151,24 |
60,5 |
3,02 |
3,02 | ||||
КПД h |
0,8 |
0,97 |
Частота вращения п, об/мин |
1445 |
1445 |
578 |
28,9 |
28,9 | |
Вращающий момент Т, Н·м |
29,1 |
28,23 |
67,8 |
1073,9 |
1041,9 | ||||
5. Выбор материалов зубчатых передач.
Определение допускаемых напряжений
1. Для
закрытой цилиндрической
Выбираем марку стали для зубчатой передачи и определяем ее механические характеристики.
а) Для шестерни выбираем сталь марки 40Х, твердость <350 HB1 ; для колеса сталь марки 40ХН, твердость < 350HB2. Разность средних твердостей 20< НВ1ср - НВ2ср < 50
б) Механические характеристики стали 40Х ( для шестерни): твердость 269...302 HB1, термообработка — улучшение, Dпред =125 мм.
Механические характеристики стали 40ХН (для колеса): твердость 235...262 НВ2 , термообработка - улучшение, Sпред = 200 мм.
в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:
HB1cp =(269 + 302)/2 = 285,5
НВ2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.
Определяем допускаемые
а) Рассчитываем коэффициент долговечности KHL,
Наработка за весь срок службы:
для шестерни N1 =573·151,24·10161,6=880,61·106 циклов
для колеса: N2 = 573·60,5·10161,6= 352,28·106 циклов
Число циклов перемены напряжений NHO, соответствующее пределу выносливости, находим интерполированием:
для шестерни NHO1 = 25·106 циклов
для колеса: NHO2 = 16,5·106 циклов
б) Определяем допускаемое контактное напряжение [s]Н0 , соответствующее числу циклов перемены напряжений NHO:
для шестерни [s]HO1 = 1,8 •НВ1ср+67 = 1,8·285,5+67 =580,9 Н/мм2;
для колеса [s]H02 = 1,8 •НВ2ср+67 = 1,8·248,5+67 = 514,3 Н/мм2.
в) Определяем допускаемое контактное напряжение:
для шестерни [s]H1 =КHL1·[s]HO1 = 1 ·580,9 = 580,9Н/мм2;
для колеса [s]Н2 = КHL2·[s]HO2 = 1·514,3 = 514,3 Н/мм2.
Определяем допускаемые
а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.
Наработка за весь срок службы:
для шестерни N1 = 880,61·106 циклов
для колеса: N2 = 352,28·106 циклов
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0=4·106 для обоих колес.
Так как N1 > NFO1 и N2 > NF02, то коэффициенты долговечности
KFL1 = 1 и KFL2 = 1.
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NFO: