Файл: курсовой проект Расчет привода к механическому гаражному подъёмнику.docx

мм,

мм.

Промежуточное значение межосевого расстояния а′ [1]

мм.

Расчётная длина ремня L_P′ определяется по формуле [1]

= 1509 мм.

Эту длину округляем до ближайшего стандартного значения [1] =1600 мм.

Определяем окончательное межосевое расстояние

где мм;

мм.

мм.

5.1.4 Угол обхвата ремнями малого шкива диаметром d₁, град [1]:

,

где [α] = 120° – допускаемый угол обхвата ремнями малого шкива.

Условие выполняется.

5.1.5 Окружная скорость ремней υ₁ [1]

м/с.

υ₁ = 12,189 < [υ] = 25 м/с,

где [υ] = 25 м/с – допускаемая скорость клиновых ремней сечений О, А, Б, В.

5.1.6 Число ремней Z

,

где Р₁ - мощность на ведущем валу передачи, кВт;

Р_Р - мощность передачи с одним ремнём в заданных условиях эксплуатации, кВт;

C_Z - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте, вводится при Z ≥ 2.

Предварительно примем Z = 2-3, тогда C_Z = 0,95

,

где Р₀ - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём, кВт;

C_α - коэффициент угла обхвата малого шкива;

C_υ - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

C_i - коэффициент, учитывающий передаточное отношение;

C_L - коэффициент, учитывающий длину ремня;

C_β - коэффициент, учитывающий угол наклона передачи к горизонтали;

C_P - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы.

Принимаем коэффициенты [1]:

Номинальная мощность передаваемая одним ремнем сечения Б

Р₀ = 2,982 кВт (Приложение Г [1]) при υ₁ = 12,189 м/с и d₁ = 160 мм.

Коэффициент угла обхвата малого шкива С_α = 0,947 [1] при α = 159°; коэффициент окружной скорости С_υ = 0,974 [1] при υ = 12,189 м/с; коэффициент передаточного отношения С_i = 1,125 [1] при i = 1,989; коэффициент угла наклона С_β =1 [1] при β = 25°; коэффициент длины ремня

С_L = 0,93 [1] при L = 1600 мм; коэффициент динамичности и режима работы С_Р = 1,5 [1] для очень тяжёлого режима и двухсменной работы; коэффициент учитывающий число ремней в комплекте С_Z = 0,95 [1] предварительно приняв z = 2-3.

кВт;

Принимаем число ремней Z = 4.

5.1.7 Сила предварительного натяжения одного клинового ремня F₀[1] :

,

где Θ - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, Н·с²/м²,

для ремня сечения Б значение Θ = 0,18;

Н.

5.1.8 Нагрузка на валы передачи F_B [1]:

Н.

5.1.9 Расчётная долговечность ремня L_h, часов [1]:

,

где σ_y - предел выносливости материала ремня, МПа;

σ_max - максимальное напряжение в ремне, МПа;

m - показатель степени;

Z_m - число шкивов, огибаемых ремнём;

ν - число пробегов ремня в секунду.

Для клиновых ремней σ_y = 9 МПа [1] и m = 8.

5.1.10 Число пробегов ремня ν, с^-1

с^-1,

где [ν] = 10 с^-1 – допускаемое число пробегов ремня.

5.1.11 Максимальные напряжения в ремне σ_max [1]:

,

где σ₀ - напряжение от силы предварительного напряжения, МПа;

σ_Ft - напряжение от окружной силы F_t, МПа;

σ_ν - напряжение от центробежных сил, МПа;

σ_И - напряжение изгиба, МПа.

; ; ; ,

где F_t - окружная сила, Н;

ρ - плотность материала ремня, кг/м³;

Е - модуль упругости при изгибе, МПа;

Y₀ - расстояние от крайних волокон несущего слоя до нейтральной линии ремня, мм .

Для ремней сечений Б произведение E·Y = 234 [1].

Плотность резинотканевых ремней ρ = (1200…1250) кг/м³.

МПа.

Н;

МПа;

МПа;

МПа;

МПа.

ч.

5.1.12 Расчётная долговечность резинотканевого клинового ремня L_h должна быть больше расчётного ресурса ремня t_СР.Р. часов [1]

t_СР.Р. = t_СР ·K,

где t_СР - средний ресурс ремней в эксплуатации; t_СР =2000 ч;

K - коэффициент режима работы: для очень тяжёлого режима K = 0,25.

t_СР.Р. = 2000·0,25 = 500 ч.

L_h = 42696 часов > T_СР.Р. = 500 часов.

Условие выполняется.

5.1.13 Геометрический расчёт шкивов.

Размеры профиля канавок клиноременных шкивов для ремня сечения Б, мм: l_р = 14, b = 4,2; h не менее 10,8; e =19; f = 12,5.

1) Основные конструктивные параметры ведущего шкива d₁ = 160 мм;

φ = 34°; b₁ = 17.

Рисунок 5.1.3 - Схема ведущего шкива.

Ширина обода шкива:

;

мм.

Толщина обода шкива:

мм.

Принимаем δ_C = 14 мм.

Толщина диска:

мм.

Принимаем с =17 мм.

Диаметр выходного конца вала:

мм,

где [τ] – допускаемое напряжение на кручение, МПа, для валов из конструкционных углеродистых сталей [1].

[τ] ≤ 15...20 МПа, принимаем [τ] = 15 МПа.

Принимаем d_B1 = 38 мм - диаметр вала электродвигателя.

Диаметр ступицы шкива:

мм.

Принимаем d_СТ1 = 70 мм.

Длина ступицы:

мм.

Принимаем L₁ = B = 82 мм.

2) Основные конструктивные параметры ведомого шкива d₂ = 315 мм;

φ = 38°; b₂ = 17,4.

Рисунок 5.1.4 - Схема ведомого шкива.

Диаметр выходного конца вала:

мм.

Принимаем d_B2 = 38 мм.

Диаметр ступицы шкива:

мм;

Принимаем d_СТ2 = 70 мм.

Длина ступицы:

мм;

Принимаем L₂ = B = 82 мм.

Число спиц:

.

Принимаем K_C = 3.

Ширина спицы в расчетном сечении:

;

где F_t – окружная сила, Н;

d_P – расчетный диаметр шкива, мм;

[σ_И] – допускаемое напряжение на изгиб, МПа, для чугуна [σ_И] = 30...45 МПа.

мм.

Принимаем h₂ = 35 мм.

Толщина спицы в расчетном сечении:

a₂ = 0,4·h ;

a₂ = 0,4·35 = 14 мм.

Принимаем а₂ = 14 мм.

5.2 Расчет закрытой червячной передачи

Т₁ = 0,071 кН·м

Р₁ = 5,607 кВт

n₁ = 750 мин ^-1

u = 25

Т₂ = 1,237 кН·м

Р₂ = 3,886 кВт

n₂ = 30 мин ^-1

Рисунок 5.2.1 Схема привода

I - червячное колесо; II - червяк.

1 - ведущий вал редуктора; 2 - ведомый вал редуктора.

Привод к механическому гаражному подъёмнику включает (рисунок 5.1) включает в себя закрытую червячную передачу, предназначенную для работы в течение L = 6 лет в 2 смены.

Исходные данные: вращающий момент на валу колеса Т₂ = 1,237 кНм; частота вращения колеса n₂ = 30 мин^-1; частота вращения червяка n₁ = 750

мин^-1; передаточное число червячной передачи U = 25. Режим работы - постоянный. Электродвигатель 4А132S42У3.

5.2.1 Выбор материалов для изготовления деталей червячных передач [3]

Принимаем материал червяка сталь марки 18ХГТ. Червяк цементированный.

Для изготовления венца червячного колеса выбираем группу материала в зависимости от ориентировочной скорости скольжения υ′_cк, м/с и произведения К_НЕ·ПВ

м/с,

где n₁ – частота вращения червяка, мин^-1.

Так как режим работы постоянный, то коэффициент контактной эквивалентности K_HE = 1, продолжительность включения ПВ = 100% = 1.

При υ′_ск = 3,22м/с и К_НЕ·ПВ = 1·1 = 1 принимаем группу материала венца червячного колеса 1а. Материала венца червячного колеса БрО10Ф1.

Способ отливки – в землю σ_В = 230 МПа, σ_Т = 140 МПа.

5.2.2 Допускаемые напряжения

5.2.2.1 Допускаемые контактные напряжения [σ_H], МПа

[σ_H] = С_υ·0,9·σ_В = 1,09·0,9·230 = 226 МПа,

где С_υ - коэффициент, учитывающий износ, С_υ = 1,09 [2].

5.2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба [σ_F], МПа

МПа.

5.2.2.3 Максимальные допускаемые контактные напряжения [σ_{H max}], МПа [3].

МПа.

5.2.2.4 Максимальные допускаемые изгиба напряжения [σ_{F max}], МПа [3].

МПа.

5.2.2.5 Расчетная нагрузка с учетом режима работы червячных передач

5.2.2.5.1 Расчетный вращающий момент на контактную прочность T′_PH, Н·мм

кН·м,

где K_HД - коэффициенты контактной и изгибной долговечности;

K′_H - коэффициенты нагрузки.

5.2.2.5.2 Коэффициент долговечности

> 1,

где K_HЕ - коэффициент эквивалентности; K_HЕ = K_FЕ = 1,0;

N – требуемый ресурс зубчатого колеса (наработка), циклов;

N_HG – базы циклов контактных напряжений.

циклов,

где t_Σ- машинное время работы, час;

n – частота вращения зубчатого колеса, мин^-1;

с – число вхождений в зацепление зубьев за один его оборот.

ч,

где L – срок службы передачи, лет;

К_г – коэффициент использования передачи в течение года;

К_с – коэффициент использования передачи в течение суток;

ПВ – относительная продолжительность включения.

циклов [3] при .

5.2.2.5.3 Коэффициент нагрузки K′_H , K′_F

.

Коэффициент концентрации при постоянной нагрузке K_β =1.

При проектировочном расчете K′_υ =1.

5.2.2.5.4 Расчетный вращающий момент на изгибную прочность T′_PF, МПа

кН·м,

где K_FД - коэффициенты контактной и изгибной долговечности;

K′_F - коэффициенты нагрузки.

5.2.2.5.5 Коэффициент долговечности K_FД

,

где K_FЕ - коэффициенты эквивалентности;

N – требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса, циклов;

N_FG - базы циклов контактных и изгибных напряжений.

N_FG = 10⁶ циклов [3].

5.2.3 Проектный расчет червячной передачи

5.2.3.1 Межосевое расстояние а, мм

мм.

Из единого ряда главных параметров [3] принимаем а = 180 мм.

5.2.3.2 Число зубьев червячного колеса Z₂