Привод элеватора 2 (стр. 1 из 6)
Московский Государственный Технический Университет
им. Н.Э.Баумана
Кафедра “Детали машин”
Привод элеватора
Пояснительная записка
ДМ 11-06.00.00 ПЗ
Студент (Шурыгин А.Н.) гр. РК10-61
Руководитель проекта (Буланов Э.А.)
Москва 2006
Содержание
5 Проверочный расчет валов на прочность 20
9 Выбор смазочных материалов 26
10 Список использованной литературы 26
12. Приложение
1Кинематический расчет
Подбор электродвигателя
Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель, для этого определяют его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
После вычисления мощности Pвых определяют необходимую мощность электродвигателя:
,где Ft - окружная сила, Ft=2,25 кН; V – скорость ленты, V=2,4 м/с; hобщ – общий КПД кинематической цепи, вычисляется по формуле:
где hред – КПД редуктора, hмуф – КПД соединительной муфты, hцп– КПД цепной передачи,.
Рекомендуемые значения для КПД отдельных звеньев кинематической цепи:
| Тип передачи | η |
| Зубчатая коническая | 0,95…0,97 |
| Цепная | 0,92…0,95 |
| Муфта соединительная | 0,98 |
Для расчета принимаем средние значения: hред = 0,96, hмуф =0,98, hцп =0,93.
Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя:
,где uобщ=u1∙ u2∙… - общее передаточное число кинематических пар изделия, являющееся произведением передаточных чисел его составляющих.
Рекомендуемые значения передаточных чисел:
| Вид передачи | u |
| Коническая зубчатая | 1…5 |
| Цепная | 1,5…4 |
Для дальнейших расчетов принимаем средние значения: uк=4, uцп=2,2.
Для определения частоты вращения вала электродвигателя необходимо сначала вычислить по исходным данным частоту вращения приводного вала:
По таблице 24.8 выбирается электродвигатель АИР 132М6/960, параметры которого ближе всего к вычисленным выше. Его параметры: мощность PЭ=7,5 кВт, отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T= 2,2, асинхронная частота вращения 960 мин-1.
Определение силовых и кинематических параметров на валах
После выбора n определяют окончательное передаточное число привода uобщ:
где n – частота вращения электродвигателя, n=960 мин-1.
Полученное расчетом общее передаточное число распределяют между типами и ступенями передач.
Передаточное число редуктора uред (uцп=2,2):
После определения передаточных чисел находят частоты вращения и вращающие моменты на валах передач. Частота вращения тихоходного вала редуктора, мин-1,
.Частота вращения быстроходного вала:
Определяется вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм):
Вращающий момент на приводном валу:
Вращающий момент на тихоходном валу:
Определяется вращающий момент на быстроходном валу:
Кинематическая схема
| Вал | 1 | 2 | 3 |
| Р, кВт | 7,35 | 7,06 | 6,56 |
| ω, рад/с | 100 | 28 | 12,8 |
| Т, Нм | 57,8 | 206,2 | 421,9 |
| n, об/мин | 960 | 268,9 | 122,2 |
2Расчет зубчатой передачи
Результаты расчета приведены в Приложении.
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов крупносерийное, то желательно чтобы стоимость была минимальной. Увеличение твердости рабочей поверхности зубьев ведет, с одной стороны, к уменьшению габаритов редуктора, но с другой, к удорожанию процесса производства. Поскольку габариты редуктора не являются для нас определяющими, наиболее оптимальным является вариант 2, которому соответствует следующий режим термообработки: т.о. колеса – улучшение, получаем твердость HB 269…302, т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость – HRC 45…50. Материал, из которого изготавливаются колеса – сталь 40Х.
Еще один параметр, который можно принять во внимание, это соразмерность редуктора и электродвигателя. Принятый нами вариант также оптимально отвечает этому условию.
Основные причины выхода зубчатых колес из строя:
Выкрашивание поверхности зуба от переменных контактных напряжений.
Излом зуба от напряжений изгиба.
Износ зубьев.
Поскольку определяющими разрушающими факторами являются выкрашивание и излом, то расчет конической зубчатой передачи ведется по допустимым контактным напряжениям
и по допускаемым напряжениям изгиба 
.2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса
Диаметр внешней делительной окружности вычисляется по формуле:
Коэффициент θH вычисляется по формуле:
θH =1,13+0,13∙u =1,13+0,13∙3,57=1,59
- эквивалентный момент на колесе, где 
При типовых режимах нагружения коэффициент
принимают по таблице 2.4 [1]. В нашем случае 
=0,56.N= 60·n3∙n∙tS - требуемый ресурс в циклах нагружения; n3 - число вхождений в зацепление, n3=1; n - частота вращения, n=268,9 мин-1; tS - ресурс передачи, tS=5000.
N=60∙1∙268,9∙5000= 80,67∙106
NHG = (HBср)3 - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости.
NHG = (285)3=23,15∙106
Коэффициент KHβ для колеса с круговыми зубьями принимают по следующим рекомендациям:
Коэффициент Х выбирают в зависимости от режима нагружения. Постоянный режим характерен для передач машин центральных силовых и насосных станций, тяжелый – для горных машин, средний равновероятный и средний нормальный – для транспортных машин, легкий и особо легкий – для универсальных металлорежущих станков.
| Режим нагружения | 0 | I | II | III | IV | V |
| X | 1 | 0,77 | 0,5 | 0,5 | 0,42 | 0,31 |
Поскольку в задании задан режим нагружения III, принимаем Х=0,5.
Коэффициент
принимают по таблице 2.3 [1] в зависимости от коэффициента 
, который определяется по формуле: 
Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:
→ 
=2→ 
→ 
2.2 Конусное расстояние и ширина колес
Угол делительного конуса колеса: