37291

ПРИВОД ЛЕБЕДКИ

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Привод лебедки. Целью курсового проекта по дисциплине Детали машин и основы конструирования является приобретение первых инженерных навыков по расчётам и конструированию деталей и узлов машин на основе полученных теоретических знаний.

Русский

2013-09-24

3.8 MB

19 чел.

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНСТИТУТ ПРОМЫШЛЕННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ МАШИНОСТРОЕНИЯ

Кафедра «ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ И ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА»

ПРИВОД ЛЕБЕДКИ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

ЗАДАНИЕ: ДМ-08.10-16.02

                                                                                      

Студент: Капралов Д.О.

                                                                                

Руководитель проекта: Шестоперов В.Ю.

Проект защищен:

                                                                       

Н. Новгород 2012

Содержание

[1] Содержание

[2] Техническое задание

[3] 1 Техническое предложение

[3.1] 1.1 Введение

[3.2] 1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода

[3.3] 1.3 Проектировочный расчет червячной передачи

[3.4] 1.4 Предварительный расчет диаметров валов

[3.5] 1.5 Конструктивные элементы редуктора

[3.6] 1.6 Проектировочный расчет цепной передачи

[3.7] 1.7 Подбор муфт

[4] 2 Эскизный проект

[4.1] 2.1 Основные параметры привода

[4.2] 2.2 Тепловой расчет червячного редуктора

[4.3] 2.3 Проверочный расчет червячной передачи

[4.4] 2.4 Проверочный расчет цепной передачи

[4.5] 2.5 Конструкция зубчатых колес

[4.6] 2.6 Смазка зацеплений и подшипников

[4.7] 2.7 Усилия в передачах

[4.8] 2.8 Проверочный расчет валов на статическую прочность

[4.9] 2.9 Расчет на изгиб вала червяка

[4.10] 2.10 Подбор подшипников качения

[4.11] 2.11 Расчет шпоночных соединений

[5] 3 Технический проект

[5.1] 3.1 Проверка опасного сечения выходного вала на сопротивление усталости

[5.2] 3.2 Расчет болтов крепления редуктора. Конструкция рамы

[6] Список использованной литературы

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Изм.

Лист.

№ докум.

Подпись

Дата

Разраб.

Капралов

Привод лебедки

Пояснительная записка

Лит.

Лист

Листов

Проверил

Шестоперов

2

32

Принял

 

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИНСТИТУТ ПРОМЫШЛЕННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ МАШИНОСТРОЕНИЯ

Кафедра «ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ И ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА»

Техническое задание

на курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Студент: Капралов Д.О.

Шифр: 15020218

КОД ЗАДАНИЯ:  ДМ-08.10-16.02

Тема задания: Привод лебедки

Исходные данные по варианту 10 задания 08:

Диаметр барабана DБ = 450 мм

Нагрузка на рабочем органе F = 4,5 кН

Скорость рабочего органа n1 = 16 мин-1

Срок службы h = 4 года

Число блоков нагрузки 3

Отношение моментов Ti/T  1,0 - 0,8 - 0,4

Отношения времён  Lhi/Lh 0,3 - 0,4 - 0,3

Отношение пускового момента Tпуск/T   1,3

Длина барабана 1,6DБ = 720 мм

Высота оси барабана 0,5DБ + 250 = 375 мм

Рисунок 1 – Кинематическая схема

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

3

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Рисунок 2 – Циклограмма нагружения.

_________________                      Студент________________

   (дата выдачи)          (подпись)

_________________                      Руководитель__________

(дата подписи)             (подпись)

Выпуск массовый

Коэффициенты использования:

годовой: КГ=0,6

                                                                   суточный: Кс=0,66

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

4

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

1 Техническое предложение

1.1 Введение

Целью курсового проекта по дисциплине "Детали машин и основы конструирования" является приобретение первых инженерных навыков по расчётам и конструированию деталей и узлов машин на основе полученных теоретических знаний.

В качестве объекта для разработки проекта предлагается привод лебёдки, а для более подробного проектирования из её состава – червячный редуктор, который как сборочная единица наиболее полно содержит в себе детали общемашиностроительного назначения (передачи, валы, подшипники, уплотнения, крепежные изделия, корпуса, системы смазки, регулирования, транспортирования и т.д.). Дополнительно к редуктору в техническое задание  на проект, включена открытая цепная передача.

Конструирование - это создание конкретной, однозначной конструкции изделия. Конструкция - устройство, определяющее взаимное расположение частей (деталей и сборочных единиц) изделия.

Проектирование предшествует конструированию и представляет собой поиск научно обоснованных, технически осуществимых и экономически целесообразных инженерных решений, обоснование возможных вариантов решений на основе принятых критериев.

Конструирование опирается на результаты проектирования и уточняет решения, принятые при проектировании. Эти два процесса взаимно связаны и, как правило, выполняются инженером-конструктором.

В соответствии с ГОСТ 2.103-68 ЕСКД "Стадии разработки" предусмотрены следующие этапы разработки конструкторской документации:

а) техническое задание; 6) техническое предложение; в) эскизный проект; г) технический проект; д) рабочая конструкторская документация.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

5

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Все стадии выполняются последовательно, каждая следующая - на основании разработки и утверждения предыдущей.

Ограниченность времени на выполнение курсового проекта не позволяет . реализовать процесс конструирования в соответствии с требованиями ГОСТа, приходится отдельные стадии совмещать и сокращать объем разработки документации.

В начале проектирования согласно техническому заданию рекомендуется найти и изучить известные технические решения конструкций (прототипов) заданных в техническом задании объектов, методику их расчета. В проекте следует максимально использовать унифицированные и стандартные детали, узлы, нормы и рекомендации.

Проектирование - многовариантная задача. Чем больше рассмотрено и разработано вариантов, тем качественнее окончательный выбор оптимального из них по критериям минимальных размеров и массы, надежности, технологичности, экономичности в изготовлении и эксплуатации.

1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода

1.2.1 Срок службы привода

Требуемую долговечность привода в часах находят по формуле:

Lh = 365∙24∙kгkch = 365∙24∙0,6∙0,66∙4 = 13876 ч,

где kг=0,6 – коэффициент годового использования;

      kc=0,66 – коэффициент суточного использования;

      h = 4 – срок службы в годах.

1.2.2 Угловая скорость выходного вала привода

ωвыхтр= πn/30 = 3,14∙16/30 = 1,675 рад/с

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

6

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

1.2.3 Вращающий момент на выходном валу

выхтр= Н∙м

1.2.4 Коэффициент полезного действия привода

ŋ =ŋмуф ŋпк ŋчр ŋцп;

где ŋцп – КПД открытой цепной передачи[2. c.7];

ŋчр – КПД червячного редуктора [2. c.7];

ŋмуф– КПД муфты [2. c.7];

ŋпк– КПД подшипников качения [2. c.7];

ŋ = 0,98 • 0,99 • 0,8 • 0,91 = 0,706.

1.2.5 Требуемая мощность на рабочем органе

вых = Е ωвых =786,7 • 1,675 = 1 317,7 Вт.

где ТЕ = КЕ Тном – эквивалентный вращающий момент, Н∙м

Тном = Твых – номинально длительный момент, равный моменту на выходном валу.

КЕ – коэффициент приведенного заданного переменного режима к эквивалентному постоянному:

ТЕ = 0,777∙1012,5 = 786,7 Н∙м

1.2.6 Требуемая мощность двигателя

двтр= =Вт

1.2.7 Диапазон возможных скоростей вращения двигателя

umin= uчрmin uцпmin

где uчрmin– минимальное передаточное отношение червячного редуктора [1.c. 54];

uцпmin– минимальное передаточное отношение цепной передачи [2.c. 7];

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

7

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

umin= 10 •1,5 = 15;

umax= uчрmax uцпmax;

umax = 71 • 4 = 284.

1.2.8 Диапазон допустимых скоростей двигателя:

ωдвminвых umin = 1,675 • 15 = 25,12 рад/с;

 ωдвmaxвых umax = 1,675 • 284 = 475,7 рад/с.

1.2.9 Диапазон допустимых частот вращения двигателя

nmin= ωдвmin = • 25,12 = 240 мин-1;

nmахдвmax = •475,7 = 4545 мин-1.

1.2.10 Принимаем асинхронный обдуваемый электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 мин -1:

АИР80В2У3, дв =2,2 кВт, nном = 2850 мин -1.

Рисунок 3. Основные размеры двигателя.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

8

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Таблица 1. Размеры выбранного двигателя.

Двигатель

Габаритные

размеры

Установочные и присоединительные размеры

l30

h31

d30

l1

l10

l31

d1

d10

b1

b10

h

h1

АИР80В2У3

320,5

204,5

190

50

100

50

22

10

6

125

80

6

1.2.11 Угловая скорость выбранного двигателя

ωдв  =  nдв= • 2850 = 298,3 рад/с.

1.2.12 Фактическое передаточное отношение привода

1.2.13 Принимаю передаточное отношение червячного редуктора        

uчр = 63 [1.c. 54].

1.2.14 Передаточное отношение открытой цепной передачи

1.2.15 Угловые скорости валов привода

ωдв = ω1 = ω2 = 298,3 рад/с;

ω3 = ω2/ uчр = 298,3/63 = 4,7 рад/с;

ω4 = 1,675 рад/с.

1.2.16 Моменты на всех валах привода

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м;

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

9

Изм.

№ докум.

Подпись

Дата

1.3.1.6 Допускаемые напряжения изгиба [2.c.35]:

[σ]FFL[σ]F0;

Коэффициент долговечности [2.c.35]:

КFL =

Эквивалентное число циклов нагружения [2.c.35]:

NFЕFЕ N=0,356·39,1·106=13,9·106

Исходное допускаемое напряжение [2.c.35]:

[σ]F0 = 0,25σТ+0,08σВ=0,25·195+0,08·245=68 МПа

[σ]F= 1,34·68 = 91 МПа

КFЕ - – коэффициент эквивалентности [2.c.35].

1.3.1.7 Межосевое расстояние передачи

мм

Принимаем мм [2.c.36].

1.3.1.8 Принимаю число заходов червяка

z1 = 1, т.к. uчр = 63.

1.3.1.9 Число зубьев колеса

z2 = z1 uчр = 1∙63 = 63

1.3.1.10 Модуль передачи

m = 1,5aw/z2 = 1,5·180/63 = 4,3 мм;

Принимаем  m = 5 мм [2.c.36].

1.3.1.11 Относительный диаметр червяка

q = 2aw/m - z2 = 2·180/5 - 63 = 9;

Принимаем  10 [2.c.36].   

1.3.1.12 Условие жесткости  10≥0,212 z2 = 13,3 не выполняется

Принимаем  16 [2.c.36].   

Условие жесткости  16≥0,212 z2 = 13,3 выполняется

1.3.1.13 Коэффициент смещения

Х=aw/m-0,5(q+ z2)

1.3 Проектировочный расчет червячной передачи

1.3.1 Проектировочный расчет червячной передачи

1.3.1.1 Предварительно ожидаемая скорость скольжения

м/с

1.3.1.2 Для изготовления червячного колеса принимаю БрО10Ф1, способ отливки в кокиль, σВ = 245 МПа,  σТ = 195 МПа [1.c.57].

1.3.1.3 Для изготовления червяка принимаю сталь 45 + улучшение                   НВ 269…302,  , , , [1.c.53].

1.3.1.4 Число циклов перемены напряжений для колеса

N = 600ωвыхLh = 600∙4,7∙13876 = 39,1∙106

1.3.1.5 Допускаемые контактные напряжения для колеса [2.c.33, 34].

При числе циклов N = 39,1∙106.

Для I группы:

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном 107:

[σ]Н0 = 0,75σВ = 0,75∙245 = 184 МПа

Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений N:

[σ]НHLCV[σ]Н0= 0,96·0,8·184 = 141,3 МПа

Коэффициент CV учитывает интенсивность изнашивания материала колеса [2.c.34].

Эквивалентное число циклов нагружения:

NНЕНЕ N=0,492·39,1·106=19,2·106,

где КНЕ – коэффициент эквивалентности [2.c.34].

Коэффициент долговечности [2.c.33]:

КHL =

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

10

Изм.

Лист

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Х=180/5-0,5(16+63)=-0,84

Условие выполняется.

1.3.1.14 Фактическое передаточное отношение

uф = z2/ z1 = 63/1 = 63

Отклонение передаточного отношения от заданного

Δu = 0

, условие выполняется.

1.3.1.15 Геометрические размеры червяка

Делительный диаметр червяка

d1 = mq = 5∙16 = 80 мм

Диаметр вершин витков

da1= d1+2m = 80 + 2∙5 = 90 мм

Диаметр впадин витков

df1= d1-2,4m = 80 – 2,4∙5 = 68 мм

Длина нарезной части червяка

b1=b01+3m = 90,8 + 3∙5 = 105,8 мм

b01= b01>(12,5+0,09z2)m = (12,5+0,09∙63)∙5 = 90,8 мм

Принимаем b1= 105 мм [2.c.37].

1.3.1.16 Геометрические размеры колеса

Делительный диаметр колеса

d2=m z2 = 5∙63 = 315 мм

Диаметр окружности вершин зубьев

da2= d2+2(1+X)m = 315+2(1+0,84)∙5 = 333,4 мм

Диаметр впадин

df2= d2-2m(1,2 – Х) = 315-2∙5(1,2 – 0,84) = 311,4 мм

Наибольший диаметр колеса

DaM2da2+6m/(z1+2) = 333,4+6∙5/(1+2) = 343,4 мм

Принимаем  DaM2 = 343 мм

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

12

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Ширина венца

b2a aw;

где  при

b2 = 0,355∙180 = 63,9 мм

Принимаем , [2.c.37].

1.3.1.17 Окружная скорость на червяке

V1 = d1ωвх/2000 = 80∙298,3/2000 = 11,9 м/с

Угол подъёма винтовой линии

γ = arctg(z1/(q+2X)) = arctg(1/(16+2∙0,84)) = 3,2°

Скорость скольжения в зацеплении

Vs = v1/cosγ = 11,9/cos3,2 = 11,9 м/с

1.3.1.18 Окружная скорость на колесе

V2 = d2ωвых/2000 = 315∙4,7/2000 = 0,7 м/с

Принимаем 8 степень точности передачи.

КПД передачи:

η=tgγ/[tg(γ+φ)]=tg3,2/[tg(3,2+0,95)]=0,77,

где φ – угол трения для материала I группы при Vs=11,9; φ=0,92° [2.c.38].

1.4 Предварительный расчет диаметров валов

Рекомендуемые диаметры валов из условия прочности и жесткости [2]:

dKT1/3,

где К – расчетный коэффициент,

Т – момент на валу Н∙м (таблица 4).

Таблица 4. Предварительный расчет диаметров валов.

Вал

К

Т, Н∙м

d’, мм

d, мм

быстроходный

7…8

7,9

14…16

22

тихоходный

5…6

401,4

37…44

40

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

13

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

1.5 Конструктивные элементы редуктора

Материал корпуса СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

δ = δ1 = 0,025αw + (3…5) = 0,025 · 180 + 3 = 7,5 мм.

Принимаем: δ = δ1 = 8 мм

Толщина пояса корпуса и крышки:

b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 18,8 мм, примем р = 19 мм.

Диаметры болтов:

d1 = (0,03 – 0,036) · αω + 10 = (0,03 – 0,036) · 180 + 10 = (15,4 – 16,5) мм

Примем: М16.

d2 = (0,7 - 0,75) · d1 = (0,7 - 0,75) · 16 = (11,2 – 12) мм

Примем: М12.

d3 = (0,5 - 0,6) · d1 = (0,5 - 0,6) · 16 = (8 – 9,6) мм

Примем: М8.

1.6 Проектировочный расчет цепной передачи

Расчет цепной передачи ведем по [4]. ГОСТ 591-69.

Определяем шаг цепи р, мм:

р = 2,8 , где

kЭ – коэффициент эксплуатации:

kЭ = kД · kС · kv · kрег · kр 

kД = 1,2 – (небольшие толчки) коэффициент динамической нагрузки [4];

kрег = 1,25 – (нерегулируемая передача) коэффициент регулировки межосевого расстояния [4];

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

14

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

kv = 1,15 (θ = 0…40°) – коэффициент наклона положения барабана [4];

kС = 1,5 – периодическая смазка [4];

kр = 1 – односменная работа [4].

kЭ = 1,2 · 1,5 · 1,15 · 1,25 · 1 = 2,59

z1 – число зубьев ведущей звездочки:

z1 = 29 - 2Uцеп = 29 – 2 · 2,8 = 23,4. Примем z1 = 23.

[pц] = 28 Н/мм2 – допускаемое давление в шарнирах цепи.

v = 1- число рядов цепи (для однорядной цепи типа ПР)

Тогда:

р = 2,8  = 31,7 мм

Примем цепь приводную роликовую нормальной серии однорядную типа ПР:

Цепь ПР 31,75 – 8900 ГОСТ 13568-75

Шаг р = 31,75 мм; b3 (не менее) 19,05;

        d1 = 9,53 мм;  d3 = 19,05 мм; h (не более) 30,2 мм.

        Fr = 89000 H – разрушающая нагрузка

       Масса цепи g = 3,8 кг.

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1 Uцеп = 23 · 2,8 = 64,4. Примем: z2 = 64.

Определяем фактическое передаточное число Uф и проверим его отклонение ΔU от заданного Uцеп :

Uф = z2 / z1 = 64 / 23 = 2,78; ΔU = ·100% = 0,7% - допустимо.

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:

а = (30…50)р = (30…50) · 31,75 = 952,5…1587,5 мм.

Принимаем а = 953 мм, тогда межосевое расстояние в шагах:

ар = а/р = 953 / 31,75 = 30

Определяем число звеньев цепи, lp:

lp = 2 ар +  +  = 2 · 30 +  +  = 125,3

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

15

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Принимаем: lp = 125.

Уточняем межосевое расстояние ар в шагах:

ар = 0,25 · (lp – 0,5(z2 + z1) + ) =

= 0,25 · (125 – 0,5(64 + 23) + ) = 30,2

Определим фактическое межосевое расстояние:

а = ар · р = 30,2 · 31,75 = 958,85 мм.

Для обеспечения провисания ведомой ветви цепи действительное межосевое расстояние будет равно:

ам = 0,995а = 0,995 · 958,85 = 954 мм

Определим длину цепи, l:

l = lp р = 125 · 31,75 = 3968,75 мм

Определим диаметры звездочек (ГОСТ 591-69).

Ведущей звездочки и ведомой делительные диаметры:

dδ1 = p/sin(180/z1) = 31,75 / sin(180 / 23) = 233,46 мм

d δ2 = p/sin(180/z2) = 31,75 / sin(180 / 64) = 647,96 мм

Диаметр окружности выступов:

De1 = p(k + kz1 – 0,31/λ) = 31,75 · (0,7 + 7,3 – 0,31/3,33) = 251,04 мм

k = 0,7 – коэффициент высоты зуба;

kz – коэффициент числа зубьев:

kz1 = ctg(180 / z1) = ctg(180 / 23) = 7,3; kz2 = ctg(180 / z2)= ctg(180 / 64) = 20,4

λ = р/d1 = 31,75 / 9,53 = 3,33 геометрическая характеристика зацепления.

De2 = p(k + kz2 – 0,31/λ) = 31,75 · (0,7 + 20,4 – 0,31/3,33) = 666,97 мм

Диаметр окружности впадин:

Di1 = dδ1 – (d1 – 0,175) = 233,46 – (9,53 – 0,175) = 226,6 мм

Di2 = dδ2 – (d1 – 0,175) = 647,96 – (9,53 – 0,175) = 642,88 мм

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

16

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

1.7 Подбор муфт

В качестве муфты между быстроходным валом редуктора и валом двигателя возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту (рис. 4).

Муфты упругие втулочно-пальцевые получили широкое распространение вследствие относительной простоты конструкции и удобству замены упругих элементов.

Выбираем муфту:

Муфта 63-22-1-У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный вращающий момент:

[Т] = 63 Н · м.   

Вращающий момент на валу двигателя:

Т1 = 8,1 Н · м

Диаметр посадочного отверстия:

d = 22 мм.

Габаритные размеры муфты:

D × L = 100 × 76.

Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве быстроходного вала и вала двигателя.

Рис. 4

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

17

Изм.

№ докум.

Подпись

Дата

Площадь поверхности охлаждения

А = 12аw1,71 = 12∙1801,71 = 0,63 м2

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения

,

где  – коэффициент теплоотдачи, [2.c.40];

– коэффициент учитывающий отвод теплоты в стальную плиту

t ≤ [t] = 110° - условие выполняется.

2.3 Проверочный расчет червячной передачи

Коэффициент динамичности:

kv = 1,2. [1.c.65]

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

kβ = 1,1. [1.c.64]

Коэффициент нагрузки:

k = kβ · kv = 1,1 · 1,2 = 1,32. [1.c.64]

Проверка контактного напряжения [1.c.62]:

σН = (170/(z2/q)) ·  = (170/(63/16)) ·  =

= 143 МПа

0,85[σ]Н = 120,1 МПа ≤ σН = 143 МПа ≤ 1,05[σ]Н = 148,4 МПа – условие выполняется.

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб:

Эквивалентное число зубьев [1.c.63]:

zv = z2 / cos3 γ = 63 / cos3 3,2 = 63,3. Примем: zv = 63.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

2 Эскизный проект

2.1 Основные параметры привода

Общий КПД привода: η0 = 0,706.

Общее передаточное отношение привода: u0 = 178,1.

Момент на валу приводного барабана: Тро=1012,5 Н∙м

Частота вращения рабочего органа: npo = 16 мин-1.

Двигатель АИР80В2У3:   Рдв= 2,2 кВт

                                           nдв= 2850 мин-1

Червячный редуктор.

Передаточное отношение: uред = 63.

Момент на быстроходном валу: Т2=7,9 Н∙м.

Момент на тихоходном валу: Т3=401,4 Н∙м.

Частота вращения быстроходного вала: n2= 2850 мин-1.

Частота вращения тихоходного вала: n3= 45,2 мин-1.

Цепная передача.

Цепь ПР 31,75 – 8900 ГОСТ 13568-75.

Передаточное отношение: uцеп = 2,78.

Межосевое расстояние: мм.

Момент на ведущей звездочке: Т3=401,4 Н∙м.

Момент на ведомой звездочке: Т4=1012,5 Н∙м.

Частота вращения ведущего шкива: n3= 45,2 мин-1.

Частота вращения ведомого шкива: n4= 16 мин-1.

2.2 Тепловой расчет червячного редуктора

Тепловой расчёт редуктора.

Мощность на червяке:

Рвх = ωвхТвх = 298,3∙7,9 = 2357 Вт

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

18

Изм.

Лист

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

19

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Коэффициент формы зуба: уF = 2,12. [1.c.63]

Напряжение изгиба [1.c.63]:

σF =  =  = 14 МПа < [σ]F = 91 МПа – условие выполняется.

ξ = 1 – коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате износа [1.c.63].

2.4 Проверочный расчет цепной передачи

Проверим частоту вращения меньшей звездочки:

n3 ≤ [n], где

[n] = 15 · 103 / р = 15 · 103 / 31,75 = 472,4 об/мин.

n3 = 45,2 об/мин ≤ [n]. Условие выполнено.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U:

U ≤ [U]

U = (4 z1 n3) / 60 lp = 4 · 23 · 45,2 / 60 · 125 = 0,55 c-1

[U] = 508 / p = 508 / 31,75 = 16 c-1

U = 0,55 ≤ [U] = 16 c-1. Условие выполнено.

Определим фактическую скорость цепи:

V = (р z1 n3) / 60 · 103 = 31,75 · 23 · 45,2 / 60 · 103 = 0,75 м/c

Определим окружную силу, передаваемую цепью:

Ft = (P2 · 103)/v, где P2 = 1,725 кВт – мощность на первой звездочке.

Ft = 1725/0,75 = 2300 Н

Проверим давление в шарнирах цепи рц:

рц = (Ft · kЭ)/А ≤ [рц], где

А – площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:

А = d1 b3 = 9,53 · 19,05 = 191,55 мм2

рц = (2300 · 2,59)/191,55 = 27,5 МПа

ц] = 28 МПа > рц

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Проверим прочность цепи: S ≥ [S], где [S] = 7,4 – допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей.

S – расчетный коэффициент запаса прочности:

S = Fp / (Ft kД + F0 + Fv), где

F0 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

F0 = kf q a g, где

kf = 3 – коэффициент провисания.

F0 = 3 · 3,8 · 0,953 · 9,81 = 106,6 Н

Fv – натяжение цепи от центробежных сил:

Fv = q v2 = 3,8 · 0,752 = 2,14 Н

S = 89000 / (2300 · 1,2 + 106,6 + 2,14) = 31 > [S] = 7,4 - условие выполнено.

Определяем силу давления цепи на вал:

Fоп = kv Ft + 2F0 = 1,15 · 2300 + 2 · 106,6 = 2858 H

2.5 Конструкция зубчатых колес

Конструктивные размеры червяка и колеса.

Червяк выполняется за одно целое с валом.

Материал червяка – Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Колесо.

Конструкция червячного колеса – бандажированная.

Материал колеса: СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Материал венца: БрО10Ф1 ГОСТ 493-79.

Диаметр ступицы:

dcт = 1,6 · dк = 1,6 · 60 = 96 мм, берем: dcт = 96 мм.

Длина ступицы:

lст = (1,2 – 2) · dк = (1,2 – 2) · 60 = (72 – 120) мм

Примем  lст = 76 мм

Толщина обода:

δ = δ1 = 2 · m = 2 · 5 = 10 мм

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

21

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Толщина диска:

с = 0,25 · b2 = 0,25 · 64 = 16 мм

Примем  с = 16 мм

2.6 Смазка зацеплений и подшипников

Смазывание зацепления редуктора при нижнем расположении червяка при высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности уровень масла понижаем так, чтобы вывести червяк из масляной ванны.

Рекомендуемая вязкость масла при

σH = 143 МПа и v = 11,9 м/с будет равна 15 мм2 / с. [2.c.200]:

Примем масло И-Г-С-220 ГОСТ 21743-76 с кинематической вязкостью 14 мм2 / с.

Слив масла осуществляется через сливное отверстие, предусмотренное при проектировании данного редуктора.

Смазывание подшипников осуществляется масляным туманом. Для предотвращения залива маслом подшипников применены внутренние уплотнения.

2.7 Усилия в передачах

Силы в зацеплении (рис. 5):

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2 =  =   = 2549 H

Fα1 = Ft2 = 2549 H

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft1 =  =   = 198 H

Fα2 = Ft1= 198 H

    Радиальная сила

Fr1 =  Fr2 = Ft2 tgα = 2549 · tg20 = 928 H,

где – угол зацепления,.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

22

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Рис. 5

2.8 Проверочный расчет валов на статическую прочность

Быстроходный вал (червяк).

Дано:

Fм = 125 = 125 = 351 Н

Ft1 = 198 H

Fr1 =  928 H

Fα1 = 2549 H

d1 = 80 мм

Определим реакции опор (рис. 6):

Ry1 = Ry2 = Fr1 / 2 = 928 / 2 = 464 H

Rx1 = (Fм · (lоп + l) - Fα1 · (d1 / 2) + Ft1l2) / l =

= (351 · 326 – 2549 · 40 + 198 · 111) / 222 = -89 Н

Rx2 = (Fмlоп - Fα1 · (d1 / 2) - Ft1l1) / l =

= (351 · 104 – 2549 · 40 – 198 · 111) / 222 = -638 Н

Проверка:

ΣХ = 0: Fм - Rx1 + Ft1 + Rx2 = 0

351 + 89 + 198 – 638 = 0

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

23

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Суммарные реакции:

R1 =  =  = 472 H

R2 =  =  = 787 H

Опасным сечением является сечение в червяке.

Мх = Ry2 l2 = 464∙0,111 = 52 Н·м

Му = Rx2 l2 = 636∙0,111 = 71 Н·м

Мк = 7,9 Н·м

КП = 2,2 – коэффициент перегрузки.

Схема быстроходного вала.

Рис. 6

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

24

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Определим нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

σ = Mmax·103/W;

τ = Mкmax·103/Wк, где

Mmax = KП((Mx2 + My2)1/2 + Mк) = 154 Н·м

Мкmax = KП Мк = 17 Н·м

W = 0,1d3 = 51200 мм3

Wк = 0,2d3 = 102400 мм3

σ = 154·103/51200 = 3,0 МПа;

τ = 17·103/102400 = 0,17 МПа.

SТσ = σТ/ σ = 800/3,0 = 267 – коэффициент текучести,

SТτ = τТ/ τ = 500/0,17 = 2941 - коэффициент текучести.

Коэффициент запаса по текучести:

SТ ≥ [SТ] = 2

SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 267·2941/(2672 + 29412)1/2 = 266 > 2 - статическая прочность обеспечена.

Тихоходный вал.

Дано:

Ft3 = 2300 H

Fr3 = 2858 H

Ft2 = 2549 H

Fr2 = 928 H

Fα2 = 198 H

d2 = 315 мм

Определим реакции опор (рис. 7):

Rу1 = (-Fr2l2Fr3l3) / (l1 + l2) =

= (-928· 50 - 2858 · 75) / 100 = -2245 Н

Rу2 = (Fr3 · (l1 + l2 + l3)  – Fr2l1) / (l1 + l2) =

= (2858· 175 - 928 · 50) / 100 = 4175 Н

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

25

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Проверка:

ΣY = 0: Fr3Ry1Fr2Ry2 = 0

2858 + 2245 - 928 - 4175 = 0

Rx1 = (Ft2l2 - Fα2 · (d2 / 2) – Ft3l3) / l =

= (2549 · 50 - 198 · 157,5 - 2300 · 75) / 100 = -378 Н

Rx2 = (Ft3 · (l + l3) + Fα2 · (d2 / 2) + Ft2l1) / l =

= (2300 · 175 + 198 · 157,5 + 2549 · 50) / 100 = 5227 Н

Проверка:

ΣХ = 0: -Ft3 + Rx1 - Ft2 + Rx2 = 0

-2300 - 378 - 2549 + 5227 = 0

Схема тихоходного вала.

Рис. 7

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

26

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Суммарные реакции:

R1 =  =  = 2286 H

R2 =  =  = 6694 H

Опасным сечением является вторая опора.

Мх = Fr3l3 = 2858∙0,075 = 214 Н·м

Му = Ft3l3 = 2300∙0,075 = 173 Н·м

Мк = 401,4 Н·м

КП = 2,2 – коэффициент перегрузки.

Определим нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

σ = Mmax·103/W;

τ = Mкmax·103/Wк, где

Mmax = KП((Mx2 + My2)1/2 + Mк) = 1642 Н·м

Мкmax = KП Мк = 883 Н·м

W = 0,1d3 = 12500 мм3

Wк = 0,2d3 = 25000 мм3

σ = 1642·103/12500 = 131 МПа;

τ = 883·103/25000 = 35 МПа.

SТσ = σТ/ σ = 800/131 = 6,1 – коэффициент текучести,

SТτ = τТ/ τ = 500/35 = 14,3 - коэффициент текучести.

Коэффициент запаса по текучести:

SТ ≥ [SТ] = 2

SТ = SТσ· SТτ/(SТσ 2 + SТτ2)1/2 = 6,1·14,3/(6,12 + 14,32)1/2 = 5,6 > 2 - статическая прочность обеспечена.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

27

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

2.9 Расчет на изгиб вала червяка

Расчетная схема вала червяка приведена на рисунке 6.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:

126,1·104 мм4

Стрела прогиба:

= 0,00034 мм

Допускаемый прогиб:

[f] = (0,005…0,01)m = (0,005…0,01)·5 = 0,025…0,05 мм

Таким образом жесткость обеспечена, так как:

f = 0,00034 мм < [f] = 0,025…0,05 мм

2.10 Подбор подшипников качения

Быстроходный вал.

Берем подшипники роликовые конические однорядные №7206А ГОСТ 27365-87

d = 30 мм; С = 38 кН; α = 14°;

D = 62 мм; е = 0,36;

В = 16 мм; у = 1,65.

Осевые составляющие радиальных реакций:

S1 = 0,83 · e · R1 = 0,83 · 0,36 · 472 = 141 H

S2 = 0,83 · e · R2 = 0,83 · 0,36 · 787 = 235 H

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

28

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Осевые нагрузки подшипников (рис. 8):

Рα1 = S1 = 141 H

Рα2 = S2+ Fα1 = 235 + 2549 = 2784 H

Рис. 8

Подшипник №1:

Рα1 / R1 = 141 / 472 = 0,3 < е = 0,36

РЭ1 = v · R1 · kσ · kT = 1 · 472 · 1,2 · 1 = 566 H

Подшипник №2:

Рα2 / R2 = 2784 / 787 = 3,5 > е = 0,36

РЭ2 = (x · v · R2 + y · Рα2 ) · kσ · kT = (0,4 · 1 · 787 + 1,65 · 2784) · 1,2 · 1 = 5890 H

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (C/ РЭ2)3 ·  = (38/ 5,890)3 ·  = 499 млн. об.

Ресурс (срок службы привода):

Lh = 13876 часов.

Расчетная долговечность, ч:

Lh’ = (L · 106)/(60 · n2) = (499 · 106)/(60 · 2850) = 29181 ч > Lh  =  13876 часов

Условие выполнено. Подшипники пригодны.

Тихоходный вал.

Берем подшипники роликовые конические однорядные №7210А ГОСТ 27365-87

d = 50 мм; С = 70,4 кН; α = 15°;

D = 90 мм; е = 0,37;

В = 20 мм; у = 1,6.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

29

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Осевые составляющие радиальных реакций:

S1 = 0,83 · e · R1 = 0,83 · 0,37 · 2286 = 702 H

S2 = 0,83 · e · R2 = 0,83 · 0,37 · 6694 = 2056 H

Осевые нагрузки подшипников (рис. 9):

Рα1 = S1 = 702 H

Рα2 = S2+ Fα2 = 2056 + 198 = 2254 H

Рис. 9

Подшипник №1:

Рα1 / R1 = 702 / 2286 = 0,31 < е = 0,37

РЭ1 = v · R1 · kσ · kT = 1 · 2286 · 1,2 · 1 = 2743 H

Подшипник №2:

Рα2 / R2 = 2254 / 6694 = 0,34 < е = 0,37

РЭ2 = v · R2 · kσ · kT = 1 · 6694 · 1,2 · 1 = 8033 H

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (C/ РЭ2)3 ·  = (70,4/ 8,033)3 ·  = 1387 млн. об.

Ресурс (срок службы привода):

Lh  =  13876 часов.

Расчетная долговечность, ч:

Lh’ = (L · 106)/(60 · n3) = (1387 · 106)/(60 · 45,2) = 511430 ч > Lh  =  13876 часов

Условие выполнено. Подшипники пригодны.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

30

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

2.11 Расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности (рис.10):

σсм = 2Т / d(lb)(ht1) ≤ [σ]см

Допускаемые напряжения смятия:

- стальная ступица [σ]см = 110…190 МПа;

Быстроходный вал Ø22 мм, шпонка 6 × 6 × 28, t1 = 3,5 мм.

σсм = 2 · 7,9 · 103 / 22 · (28 – 6)(6 – 3,5) = 17 МПа < [σ]см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 40, t1 = 7 мм.

σсм = 2 · 401,4 · 103 / 60 · (40 – 18)(11 – 7) = 108,6 МПа < [σ]см

Тихоходный вал Ø40 мм, шпонка 12 × 8 × 50, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 401,4 · 103 / 40 · (50 – 12)(8 – 5) = 105,4 МПа < [σ]см

Условия выполняются. Шпонки пригодны.

Рис. 10

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

31

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

3 Технический проект

3.1 Проверка опасного сечения выходного вала на сопротивление усталости

Материал вала – сталь 40Х, НВ = 240, σв = 790 МПа, σ-1 = 370 МПа, τ-1 = 210 МПа, [2].

Опасным сечением является вторая опора (рис. 11).

Мх = 214 Н·м

Му = 173 Н·м

Мсеч =  = = 275 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu =  Мсеч / 0,1d13 = 275 · 103 / 0,1 · 503 = 24,6 МПа

τа = τк /2 =  Т3 / 2 · 0,2d13 = 401,4 · 103 / 0,4 · 503 = 8,0 МПа

Кσ / К = 3,8 [2];        Кτ / К = 2,2 [2];

K = K = 1 [2];          KV = 1 [2].     

KσД = (Кσ / К + 1 /  К – 1) · 1 /  KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / К + 1 /  К – 1) · 1 /  KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 370 / 3,8 = 97,4 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 210 / 2,2 = 95,5 МПа

Рис. 11

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

32

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Sσ = σ-1Д / σа = 97,4 / 24,6 = 3,6;          Sτ = τ -1Д / τ а = 95,5 / 8,0 = 11,9

S = Sσ Sτ /  = 3,6 · 11,9 /  = 3,4 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

3.2 Расчет болтов крепления редуктора. Конструкция рамы

Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя. Размеры и конструкцию рамы определяем в процессе вычерчивания чертежа общего вида привода.

Раму конструируем сварной из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним поперечно расположенных швеллеров.

Раму при сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности обрабатываем после сварки, отжига и правки (рихтовки).

Диаметр болта крепления редуктора к раме:

dф = 1,25d,

где d – диаметр болта крепления крышки и корпуса редуктора.

dф = 1,25∙12 = 15 мм.

Примем М16.

Число болтов принимаем в зависимости от межосевого расстояния: аw < 315, z=4.

Возьмем фундаментный болт М16.

Размеры болта:

l1 = 8d = 8 · 16 = 128 мм

l2 = 4d = 4 · 16 = 64 мм

Ширина сторон колодца для размещения болта:

b = (6…8)d = (6…8)·16 = 96…128 мм

Глубина заложения болта:

Н = 20d = 20·16 = 320 мм

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

33

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Список использованной литературы

 

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,

    Москва, «Машиностроение», 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,

Москва, «Высшая школа», 1998 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,

Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.

ДМ-08.10-16.02-0000.ПЗ

Лист

34

Изм.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

22502. ИНДИВИД И ГРУППА 232.2 KB
  Он не только исполнитель роли в организации но и член группы в рамках которой он действует. А поведение человека его действия вносят определенный вклад в жизнь группы. Понятие группы Не существует канонизированного определения малой группы так как это достаточно гибкое и подверженное влиянию обстоятельств явление. Взаимодействие членов группы базируется на некоем общем интересе и может быть связано с достижением общей цели.
22503. АДАПТАЦИЯ И ИЗМЕНЕНИЕ ПОВЕДЕНИЯ ЧЕЛОВЕКА 235.32 KB
  У человека как бы имеется две степени свободы в построении своего поведения в организации. С одной стороны он обладает свободой в выборе форм поведения: принимать или не принимать существующие в организации формы и нормы поведения с другой он может принимать или не принимать ценности организации разделять или не разделять ее цели и философию. В зависимости от того в какой комбинации сочетаются эти основополагающие составляющие основы поведения может быть выделено четыре предельных типа поведения человека в организации рис.
22504. ЧТО ТАКОЕ СТРАТЕГИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ 343.32 KB
  Сущность стратегического управления Было бы наверно считать что еще 2030 лет назад фирмы совершенно не имели стратегического поведения. Разработка идей стратегического управления нашла отражение в работах таких авторов как Fannhofs и Granger 1971; Schendel и Hatten 1972; Irwin 1974; и др. В качестве ведущей идеи отражающей сущность перехода к стратегическому управлению от оперативного управления явилась идея необходимости переноса центра внимания высшего руководства на окружение для того чтобы соответствующим образом и своевременно...
22505. АНАЛИЗ СРЕДЫ 354.03 KB
  Внутренняя среда организации является источником ее жизненной силы. Она заключает в себе тот потенциал который дает возможность организации функционировать а следовательно существовать и выживать в определенном промежутке времени. Но внутренняя среда может также быть и источником проблем и даже гибели организации в том случае если она не обеспечивает необходимого функционирования организации. И на них претендуют многие другие организации находящиеся в этой же среде.
22506. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МИССИИ И ЦЕЛЕЙ ОРГАНИЗАЦИИ 219.47 KB
  Но целевое начало в деятельности организации возникает отнюдь не только потому что ей нужно иметь ориентиры чтобы не погибнуть в изменяющемся окружении. В первую очередь целевое начало в деятельности организации возникает потому что организация это объединение людей преследующих определенные цели. Люди создают организации для того чтобы с их помощью решать свои проблемы.
22507. ЧТО ТАКОЕ СТРАТЕГИЯ ФИРМЫ И КАК ОНА ВЫРАБАТЫВАЕТСЯ 494.62 KB
  Сущность стратегии организации . Выбор стратегии и ее реализация составляют основную часть содержания стратегического управления. Существуют два противоположных взгляда на понимание стратегии. Первое понимание стратегии базируется на следующем процессе.
22508. КОНЦЕПЦИЯ ПРОДУКТА В СТРАТЕГИЧЕСКОМ УПРАВЛЕНИИ 466.76 KB
  Понятие продукта Понятие продукта очень сильно варьируется в зависимости от того кто вкладывает смысл в это понятие в контексте каких процессов оно рассматривается относительно к каким видам продукции применяется и т. Каждое данное понимание продукта отвечает на вопрос о том что делает фирма и принципиально отличается одно от другого в зависимости от того кто и в каком контексте дает ответ. Свой определенный смысл в понимание продукта вкладывает разработчик продукта посвоему смотрит на продукт плановик и наконец свой...
22509. ДИНАМИКА ПРОДУКТА 311.55 KB
  От того как фирма смотрит на производимый ею продукт как она подходит к выработке своей стратегии продукта во многом зависит сумеет ли фирма найти свое место на рынке сможет ли обеспечить себе устойчивые связи с окружением осуществить своевременные и адекватные запросам среды изменения. Но это было статическое рассмотрение продукта. Другим очень важным направлением рассмотрения продукта в стратегическом управлении является его динамическое рассмотрение в соответствии с которым продукт предстает как изменяющееся во времени...
22510. СТРАТЕГИЯ ПРОДУКТА 404.19 KB
  Ответ на эти вопросы относящиеся к стратегии продукта формируется под влиянием нескольких факторов. В первую очередь стратегия продукта зависит от стратегии фирмы. Однако хотя стратегия продукта и является подстратегией общей стратегии фирмы и соответственно определяется характером ее целей и ее стратегией тем не менее можно указать на отдельные факторы оказывающие непосредственное влияние на выработку стратегии продукта.