87050

Привод лебёдки

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Привод состоит из клиноременной передачи одноступенчатого шевронного редуктора и открытой конической передачи.– Исходные данные на курсовой проект Наименование параметра Обозначение Численное значение Мощность на ведомом колесе открытой конической передачи кВт N4 8 Угловая скорость вращения на ведомом колесе открытой конической передачи рад с ω4 36π Срок службы привода лет L 6 Коэффициент использования привода в сутки Ксут 03 Коэффициент использования привода в год Кгод 06 2 Кинематический расчет привода Определим общий КПД привода...

Русский

2015-04-13

2.18 MB

1 чел.

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентами навыков проектирования. Работая над проектом необходимо выполнить расчеты, рационально выбрать материалы и формы деталей, стремясь обеспечить их высокую экономичность, надежность и долговечность.

 

1 Кинематическая схема привода

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать, в соответствии с техническим заданием, привод лебёдки. Техническое задание на курсовой проект, включает схему привода (рисунок 1.1), график нагрузки (рисунок 1.2) и исходные данные.

Рисунок 1.1 – Схема привода

Рисунок 1.2 – График нагрузки

Как видно из рисунка 1.1 привод состоит из клиноременной передачи одноступенчатого шевронного редуктора и открытой конической передачи.

Исходные данные на курсовой проект приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 – Исходные данные на курсовой проект

Наименование параметра

Обозначение

Численное значение

Мощность на ведомом колесе открытой конической передачи, кВт

N4

8

Угловая скорость вращения на ведомом колесе открытой конической передачи, рад/с

ω4

3,6π

Срок службы привода, лет

L

6

Коэффициент использования привода в сутки

Ксут

0,3

Коэффициент использования привода  в год

Кгод

0,6

2 Кинематический расчет привода

Определим общий КПД привода

 где = 0,94 - кпд муфты;

                = 0,98 - кпд цилиндрической передачи;  

                          = 0,94 - кпд открытой конической передачи;

               =0,99 - кпд пар подшипников.

Определим требуемую мощность электродвигателя для привода.

Вт≈9,5кВт.

Оценочное передаточное отношение привода:

,

где =3 – передаточное отношение ременной передачи;

      =3 – передаточное отношение шевронной цилиндрической передачи;

      =3 – передаточное отношение открытой конической передачи.

Приемлемую угловую скорость вращения вала электродвигателя определим по следующей формуле:

рад/с.

По мощности и приемлемой угловой скорости вращения произведем подбор электродвигателя. Частота вращения с угловой скоростью связана следующей зависимостью:

об/мин.

В приводах к различным технологическим и вспомогательным машинам, для которых свойственна длительная работа, принимаются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели серии 4А, а также их модификации. Желательно, чтобы номинальная мощность двигателя [] была не меньше требуемой, т.е.:

.

Таким образом, по мощности и приемлемой частоте вращения выбираем асинхронный электродвигатель 4А132М2У3. Параметры выбранного электродвигателя приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Параметры выбранного электродвигателя

Тип

[], кВт

nдв  синхр. частота вращ., об/мин

dдв вых. вала, мм

4А132М2У3

11

3000

38

 

Асинхронную частоту вращения вала электродвигателя найдем по следующей формуле:

об/мин,

где n – синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

     S – скольжение, при номинальной нагрузке.

Найдём передаточное отношение привода:

,

где  - угловая скорость вала электродвигателя, рад/с.

Для разбивки общего передаточного отношения по отдельным передачам кинематической схемы привода исходим из рекомендуемых значений.

Таким образом, принимаем окончательные значения передаточных чисел:

,

где =3 – передаточное отношение ременной передачи;

      =3 – передаточное отношение шевронной цилиндрической передачи;

      =3 – передаточное отношение открытой конической передачи.

Угловые скорости и частоты вращения на валах:

рад/с,    об/мин;

рад/с,   об/мин;

рад/с,   об/мин;

рад/с,   об/мин.

Мощности на валах:

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Вращающие моменты на валах:

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Н*м.

В таблице 2.2 приведены значения параметров элементов привода.

Таблица 2.2 – Значение параметров элементов привода

вала

Частота вращения n, об/мин

Угловая скорость ω, с-1

Мощность N, кВт

Вращающий момент Т, Н*м

Передаточное число

1

2850

298,3

9,5

32

3

2

950

99,4

8,84

89

3

3

317

33,1

8,58

260

2,93

4

108

11,3

8

708

3 Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные для расчета клиноременной передачи взяты из таблицы 2.2: N1=9500 Вт; N2=8840 Вт; n1=2850 об/мин; n2=950 об/мин; u12=3; Т1=32 Н*м; Т2=89 Н*м.

3.1 Проектный расчёт клиноременной передачи

Сечение ремня и размеры сечения определяем по рисунку 2.2.1а [5]:

Сечение ремня = f), (табл. 2.2.1 [5]);

где Т= Т1р=32*1,1=35,2 – расчётный предварительный момент, Н*м;

ср=1,1 – коэф. учитывающий динамичность нагружения передачи и режим её работы (таблица 2.2.2 [5]).

По таблице 2.2.1 [5] выбираем ремень нормального сечения типа А (рисунок 3.1.1): диаметр ведущего шкива d1min=90 мм; к-во ремней z=2…5 шт; Bр=11 мм; В=13 мм; Нр=8 мм; Н=2,8 мм.

Рисунок 3.1.1 – Сечение ремня

Принимаем по ГОСТ 20889-88 диаметр ведущего шкива d1d1min;  10090 (таблица 2.2.4 [5]).

Диаметр ведомого шкива:

d2*=d1* u1=100*3=300 мм.

Принимаем по ГОСТ 20889-88 диаметр ведомого шкива d2d2*;  300300 (таблица 2.2.4 [5]).

Действительное передаточное число проектируемой передачи:

uд= d2/[ d1*(1-)]=300/[100*(1-0,01)]=3,03.

где =0,01…0,02 - коэф. упругого скольжения.

Минимальное межосевое расстояние:

аmin*=0,55*(d1+ d2)+Нр=0,55*(100+300)+8=228 мм.

Необходимо, чтобы а*> аmin*. Принимаем а*=300 мм.

Расчётная длина ремня:

Lр*=2*а*+0,5**(d1+d2)+0,25*(d2d1)2*=2*300+0,5*3,14*(100+300)+

+0,25*(300–100)2/300=1561 мм.

Необходимо, чтобы Lр Lр* (таблица 2.2.6 [5]). Принимаем 16001561.

Межцентровое расстояние:

а=а*+0,5*( LрLр*)=300+0,5*(1600-1561)=320 мм.

Определим коэф. учитывающий длину ремня сL=f(Lр, сечение ремня) (таблица 2.2.6 [5]): сL=0,98.

Угол обхвата ремнём меньшего шкива, град:

а1°=180°-57°*(d2d1)/а=180°-57°*(300–100)/320=145°,

  где са=f1°) – коэф. угла обхвата на меньшем шкиве (таблица 2.1.3 [5]): са=0,92.

Скорость ремня, м/с:

v=* d1* n1/(60*103)=3,14*100*2850/(60*103)=15 м/с.

число ремней передачи, шт:

z=N1* ср/(N0* сL* са* ск),

где N0 – мощность, передаваемая одним ремнём, кВт;

     N0=f(сечения ремня, d1, v)=1,75 кВт (таблица 2.2.7 [5]);

     ск=f(z) – коэф. учитывающий число ремней, предварительно ск=1.

Таким образом,

z=9,5*1,1/(2,39*0,98*0,92*1)=4,84.

Принимаем z=5.

Сила, нагружающая валы передачи, Н:

F=2*F0*sin1°/2),

где F0=0,5*Ft/ φ - предварительное натяжение ремней, Н;

      Ft=2*1031/d1=2*103*32/100=640 Н – окружное усилие.

      φ =0,5 – коэф. тяги.

Таким образом,

F=2*640*sin(145°/2)=1220 Н.

3.2 Проверочный расчёт клиноременной передачи

Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям ведущей ветви max, Н/мм2. Предварительное натяжение одного ремня:

F01= F0/5=640/5=128 Н.

max=1+И+v[]р;

где а) 1 – напряжение растяжения, Н/мм2;

          1=F01/А+ Ft/(2*z*А)=128/90+640/(2*5*90)=2,13 Н/мм2,

где А=90 – площадь сечения ремня, мм2.

     б) И – напряжение изгиба, Н/мм2;

 ИИр/d1=80*8/100=6,4 Н/мм2,

где ЕИ=80 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.

      в) v=*v2*10-6 – напряжение от центробежных сил, Н/мм2,

где =1300 - плотность материала ремня, кг/м3,

      v – скорость ремня, м/с.

 v=1300*152*10-6=0,3 Н/мм2.

      г) []р=10 Н/мм2 – допускаемое напряжение.

Таким образом,

max=1+И+v=2,13+6,4+0,3=8,57[]р=10 Н/мм2.

В таблице 3.2.1 приведены параметры клиноременной передачи.

Таблица 3.2.1 – Параметры клиноременной передачи

Параметр

Значение

Тип ремня

А

Сечение ремня, мм

Bр=11 мм; В=13 мм;

Нр=8 мм; Н=2,8 мм.

Количество ремней z

5

Длина ремня, мм

1600

Угол обхвата малого шкива, °

145

Диаметр ведущего шкива d1, мм

100

Диаметр ведомого шкива d2, мм

300

Максимальное напряжение max,

8,57

Предварительное натяжение ремней F0, Н

640

Сила, нагружающая валы передачи F, Н

1220

Рассмотрим конструирование шкивов клиновых передач. Т.к. v<30 м/с, то шкивы изготавливаем из чугуна СЧ 15 ГОСТ 1412-85.

Принимаем диаметр dвал=dдв=38 мм.

Рассчитываем диаметр Dст и длину Lст ступицы:

Dст=1,8*dвал=1,8*38=68,4 мм;

Lст=1,8*dвал=1,2*38,=68,4 мм.

Конструкция и размеры шкива = f(сечение ремня, d), выбираем по таблице 2.5.7 и рисунку 2.5.8 [5]:

а) Для ведущего шкива d1=100 мм принимаем шкив с диском:

bmin=3,3 мм; hmin=8,7 мм; Bp=11 мм; t=15±0,3 мм; f=10 мм; =34°; h1=6 мм; r=1 мм (рисунок 3.2.2);

de=d+2*b=100+2*4=108 мм;

М=(z-1)*t+2*f=(5-1)*15+2*10=80 мм.

б) Для ведомого шкива d2=300 мм принимаем шкив со спицами:

bmin=3,3 мм; hmin=8,7 мм; Bp=11 мм; t=15±0,3 мм; f=10 мм; =34°; h1=6 мм; r=1 мм (рисунок 3.2.2);

de=d+2*b=300+2*4=308 мм;

М=(z-1)*t+2*f=(5-1)*15+2*10=80 мм.

Рисунок 3.2.1 – Сечение шкива

4 Расчёт редуктора

Исходные данные для расчёта передачи: Т2=89 Н*м; Т3=260 Н*м; n2=950 об/мин; n3=317 об/мин; передаточное число u34=3. Передача шевронная.

4.1 Проектный расчет передачи

4.1.1. Материал венца ,его термообработку и твердость выбираем по таблице 8.8[1]. Принимаем для шестерни Сталь 45, улучшение 220 НВ; для колеса Сталь 45, нормализация, 190 НВ.

4.1.2. Допускаемые контактные напряжения  

hp3 = 0,9 hlim3zHL3/ sh3 = 0,9*510*1/1,1 = 417 мПа

hp4 = 0,9hlim4zHL4 / sh4 = 0,9*450*1/1,1 = 368 мПа,

где hlim3,4 –предел контактной выносливости.

hlim3 = 2НВ3 +70= 2*220 +70 =510 мПа

hlim4 =2НВ4 + 70 =2*190 + 70 = 450 мПа

ZHL3,4 – коэффициент долговечности

 – коэффициент долговечности. Здесь  – абсцисса точки перелома кривой усталости:

для колеса  циклов;

для шестерни  циклов.

Найдем расчетное число циклов напряжений , учитывая, что число часов работы передачи за расчетный срок службы, ч;

ч,

где L – срок службы, годы;

      Кгод, Ксут – коэффициент использования передачи в год, в сутки.

Продолжительность действия нагрузок Т2(1)2, Т2(2)=0,3∙Т2 соответственно:

ч;

ч;

Эквивалентное число циклов переменных напряжений для шестерни

Эквивалентное число циклов переменных напряжений для колеса

.

Так как и для шестерни и для колеса , то для переменной нагрузки ZHL3,4=1

 SH3,4 =1,1 коэффициент безопасности при однородной структуре зуба.

Допускаемое контактное напряжение  передачи

                    Hp =0,45(σHp3 +σHp4 ) =  0,45(417 + 368) =353 мПа

4.1.3.Допускаемые напряжения изгиба

 σFp3=σFlim3YFL3YA3/SF3= 385*1*1/1,8 = 214 МПа

 σFp4 =σFlim4YFL4YN4/SF4 = 332,5*1*1/1,8 = 185 МПа

где σFlim3,4 – пределы изгибной выносливости

     σFlim3 =1,75 HHB3 = 1,75*220 = 385 МПа

     σFlim4 =1,75 HHB4 = 1,75*190 = 332,5 МПа

     YFL3,4 – коэффициенты долговечности.

Для всех сталей рекомендуется . Так как , то .

 YA3,4 =1 –коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

SF3,4 =1,8 – коэффициент запаса прочности.

4.1.4. Коэффициент нагрузки передачи.

 К=Kv Kp ≈ 1,3;

где Кv – коэффициент динамической нагрузки;

         Кр – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца.

4.1.5.Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра

ψbdо = 0,5ba(u34+1) = 0,5*0,8(3+1) = 1,6,

где ba = 0,5…1 для шевронных передач.

4.1.6.Предполагаемое межосевое расстояние

аwo = 675**= 675* = 114 мм

4.1.7.Желаемое межосевое расстояние принимаем по ГОСТ 2185-66

 аwg =awo = 125 мм

4.1.8.Допустимое отклонение межосевого расстояния

1,4 мм < Δаw < 14 мм

4.1.9.Предполагаемый начальный диаметр шестерни

 dw3o = 2 awg/(u34 +1) = 2*125/(3+1) =62,5 мм

4.1.10.Предполагаемая рабочая ширина

 bwo =φbdo dw1o = 1,6*62,5 = 100 мм

4.1.11.Угол наклона линии зуба  β = 35

4.1.12.Предполагаемый модуль

 mo = (0,01 … 0,02)awg = (0,01 …0,02)*125 = (1,25 …2,5)мм

принимаем mn = 2 мм

4.1.13.Сумма чисел зубьев

 zΣ=z3+z4 = 2аwgcos/mn = 2*120*cos35/2 98.

Число зубьев шестерни z3 = z/( u34+1) = 98/(3+1) = 24,5. Принимаем z3 = 24;

 z4= z - z3 = 98 – 24 = 74

Уточняем передаточное число u34 = z4/z3 = 74/24 = 3,08.

Отклонение u34 не превышает 2,5

4.1.14.Уточняем угол наклона

cos = 0,5(z3 + z4)mn/aw = 0,5(24 + 74)2/125 = 0,784; = 38,3

4.1.15.Коэффициенты смещения: х3 = 0,5; х4 = - 0,5 при  z1  20

4.1.16.Делительный диаметр шестерни колеса:

 d= = 2*24/0,784 = 62 мм

d== 2*74/0,784 = 188 мм

4.1.17.Диаметры вершин

 d=d+2m(h*+x3) = 62 + 2*2(1+0,5) = 68 мм

 d=d4+2m(h+ x4)= 188 + 2*2(1-0,5) = 190 мм

где h=1 – коэффициент высоты зуба.

4.1.18. Диаметр впадин зуба

 d=d3-2m(h- x3) = 62 – 2*2(1,25 – 0,5) = 59 мм

 d= d4- 2m(h-x4) = 188 – 2*2(1,25 +0,5) = 181 мм

где h=1,25 – коэффициент высоты ножки.

4.2 Проверочный расчет передачи

Проверка передачи по контактным напряжениям проводится по формуле:

,

где .

- коэффициент концентрации нагрузки (рисунок 8.15 [1]),

Для определения  определим степень точности передачи, для чего найдем окружную скорость:

.

Таким образом, по таблице 8.2 [1] назначаем степень точности 8, а следовательно  (таблица 8.3 [1]).

Недогруз составляет , что меньше допустимого значения (5%), поэтому уменьшать ширину зубчатого колеса не будем.

Проверим передачу по напряжениям изгиба.

Напряжения изгиба рассчитываются по формуле:

.

Значения коэффициентов  для колеса и шестерни выбираем по графику (рисунок 8.20 [1]) в зависимости от числа зубьев: , .

Рассчитаем значения отношений допустимых напряжений изгиба к коэффициентам  для колеса и для шестерни:

;          .

Слабым элементом является то, у кого отношение наименьшее, то есть колесо, поэтому расчет ведем по колесу.

.

По графикам и таблице принимаем,  и . Окружная сила рассчитывается по формуле:

;

.

 

5 Расчёт конической открытой передачи    

Исходные данные: Т3=260 Н*м; Т4=708 Н*м; n3=317 об/мин; n4=108 об/мин; передаточное число u56=2,93.

5.1 Определение допускаемых напряжений открытой конической передачи

Размеры зубчатых колес в открытых передачах определяют из расчета на изгиб (на усталость при изгибе). Эти передачи не рассчитывают на контактную прочность потому, что абразивное изнашивание поверхностей зубьев открытых передач происходит быстрее, чем выкрашивание поверхностных слоев при переменных контактных напряжениях [6, стр.160].

Расчёт зубьев на изгиб проводят для того из зубчатых колёс, для которого отношение  меньше.

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле

F]5 = (σFlimb5 KFL /SF5FC = 490*1*1/1,8 = 272МПа

F]6 = (σFlimb6 KFL /SF6)KFC = 470*1*1/1,8 =261 МПа,

где σFlim5,6 – пределы изгибной выносливости.

      σFlimb5 = HHB5 + 260 = 230 + 260 = 490МПа,

      σFlimb6 = HHB6 + 260 = 210 + 260 = 470МПа.

Коэффициент безопасности SF=1,8; принимаем значение коэффициента долговечности KFL=1 (пункт 3.1) и значение коэффициента, учитывающего влияние реверсивной нагрузки, KFC = 1.

Коэффициент формы зуба YF  для прямозубых колес в зависимости от эквивалентного числа зубьев zυ:

zυ5=z5/cosδ5=18/cos19,8˚≈19;

zυ6=z6/cosδ6=50/cos70,2˚≈198.

Принимаем число зубьев шестерни и колеса z5=22; z6=z5*u56=22*2,93=64.

Углы при вершинах начальных конусов

ctgδ5 =u56=2,93; δ5 = 18,9˚; δ6=90˚ – δ5 = 90˚ -18,9˚ =71,1˚.

По таблице 9.10 [6] выбираем коэффициенты формы зуба  YF в соответствии с эквивалентными числами зубьев: YF5=4,09 и YF6=3,6. Дальнейший расчет проводим для того колеса, для которого отношение [σF]/YF меньше.

Для шестерни [σF5]/YF5=272/4,09=67 и для колеса  [σF6]/YF6=261/3,6=72,5. Дальнейший расчет будем проводить по шестерне.

5.2 Проектировочный расчет открытой конической передачи

Расчёт на изгиб сводиться к определению модуля зацепления.

Для конических открытых зубчатых передач найдем модуль по формуле 9.36 [6] (расчёт ведем по шестерне)

мм,

где Т3 – передаваемый момент на валу шестерни, Н∙мм;

    К – коэффициент нагрузки;

    - коэффициент,   учитывающий   уменьшение момента сопротивления опасного сечения зуба в открытых передачах из-за изнашивания; γ=1,25...1,5 (большие значения   при интенсивном    изнашивании);     

    z5 - число   зубьев    шестерни; 

     - угол наклона зуба (для прямозубых колёс =0), из схемы задания видно, что у нас открытая коническая передача прямозубая;

    YF – коэффициент формы зуба, принимаемый по таблице 9.10 [6] по приведенному числу зубьев (формула 9.33 [6]);

     - коэффициент длины зуба , рекомендуют принимать от  до , принимаем ;

     - коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб косозубых колёс по сравнению с прямозубыми, для прямозубых колес =1.

По ГОСТ 9563 – 60 принимаем модуль me=4 мм.

Внешний делительный диаметр колеса

 de6=me*z6=4*64 =256 мм.

Конусное расстояние

Re = 0,5me=0,5*4*= 135 мм.

Длина зуба или ширина зубчатого венца

b = ψRe* Re = 0,285*135 = 38 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

de5= me*z5= 4*22=88 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d5 = 2(Re – 0,5b)sin δ5 = 2*(135 – 0,5*38)*sin18,9˚=75 мм.

Средний окружной модуль m = d5/z5 = 75/22 = 3,4 мм.

Средняя скорость υ = πd5n3/60 = 3,14*75*10-3*317/60 =1,24 м/с.

5.3 Проверочный расчет конической передачи

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.

σF = 2,36YFYεYβ ≤ [σF],

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε=1/ для прямозубых колес

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ =1.

Коэффициент нагрузки КF = KKK = 1*1,38*1,25 = 1,72,

где для прямозубых колес K = 1; K = αK = 1,2*1,15 = 1,38;

К= 1,25 по таблице 9.13 [6].

Напряжение при изгибе

σF = 2,36*4,09*0,6*1 = 194  ≤ [σF] =272 МПа.

6 Ориентировочный расчет валов

Предварительно оцениваем средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях. Напряжение кручения

.

Отсюда средний диаметр вала будет равен

,

где [τ] = (12…15)МПа для редукторных валов [1, стр.296];

      Тi – момент на расчетном валу.

Средний диаметр входного вала редуктора

 d  =  = 31 мм.

Принимаем входной участок вала под шкив ременной передачи d1 = 32 мм . Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.

 Диаметр вала под манжету: dм = 36 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипниками dп = 40 мм.

Средний диаметр выходного вала редуктора

 d  =  = 44 мм.

Диаметр вала под манжету: dм = 45 мм.

Диаметр вала под колесом dк = 55 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипниками dп = 50 мм.

Принимаем диаметр вала под коническую шестерню открытой передачи dш = 40 мм. Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.

Средний диаметр тихоходного вала открытой конической передачи.

 d  =  = 62 мм.

Диаметры участков вала назначаем из конструктивных соображений.

После оценки диаметра вала разрабатывают его конструкцию. Затем выполняют проверочный расчет (проверочный расчет выходного вала редуктора представлен в 7-ом пункте) выбранной конструкции вала, и, если необходимо, вносят исправления.

7  Проверочный расчет на усталостную прочность выходного вала редуктора

Исходные данные: Т3 =260 Н*м; n3=317 мин-1.

Так как передача шевронная, то осевые силы будут уравновешены на самом зубчатом колесе (рисунок 7.1). Т.о. будут действовать следующие силы в зацеплении:

а) окружная сила:

Ft4=H.

б) радиальная сила:

Fr4=Ft4*tg20°/cosβ=2765*tg20/cos38=1276 H.

Рисунок 7.1 – Осевые силы на шевронной передачи

Для стандартных редукторов общего применения

Н.

Принимаем материал вала Сталь 45, улучшенная в=750MПа, т=450MПа.

Принимаем  расстояние между подшипниками

ℓ=176 мм, a=88 мм, b=88 мм, с=65 мм.

Определяем реакции в опорах и строим  эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 7.2).

Сумма проекций:

Fr = A1+ B1.

Сумма моментов относительно точки А

; отсюда

Н,

Н.

Реакция от сил  Ft и , действующих в горизонтальной плоскости ( прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от  Ft – худший случай):

;

; отсюда

Н,

Н.

Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях. dк=55 мм, dп=50 мм. Просчитываем два предполагаемых опасных сечения (рисунок 7.2): сечение 1-1 под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение 2-2 рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент

М = Н*мм.

Крутящий момент Т = 260·103 Н*мм.

Напряжение изгиба и = М/Wи = 195000 /14238=13,7 МПа,

где для вала d = 54 мм по ГОСТ 23360-78   b =16; t1 =6 мм;

Wи==14238 мм3.

Напряжение кручения = Т/Wp = 260·103 /30572=8,5 МПа,

Wр = =30572 мм3.

-1= 0,4 в=0,4*750 =300МПа;

-1 = 0,2в=0,2*750 = 150 МПа;

в = 0,6*750 = 450 МПа.

По таблице 15.1. [1] для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений K ≈ 1,7, K ≈ 1,4

По графику (рис.15.5 [1]) Кd = 0,7 – масштабный фактор. Кf = 1 – фактор шероховатости поверхности:

ψσ = 0,1; ψτ = 0,05 – коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Рисунок 7.2 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Запас сопротивления усталости только по изгибу

 S= = 9.

Запас сопротивления усталости только по кручению.

S==7.

Общий запас сопротивления S = =5,5.

Для второго сечения изгибающий момент

М=FМ* с=2015·0,065 =130·103 Н*мм

Крутящий момент Т = 260·103 Н*мм.

Таким образом,  и = 130·103 /(0,1·503)=10,4 МПа;   

τ = 260·103/(0,2 ·503) = 10,4 МПа.

Принимаем r галтели равной 1,6 мм; r/d≈0,03  и находим К=1,85; К=1,4.

S =  (300*0,7)/(10,4*1,85) = 10,9;

S = 150/(1,4*10,4/0,7+0,05*10,4) =7.

Общий запас сопротивления S = =5,9>[S]=1,5.

8 Подбор и расчет подшипников на выходном валу редуктора

Исходные данные: n=317 мин-1, th=9460 часов. Намечаем к установке шариковые подшипники по ГОСТ 27365-85.

С=35,1 кН; Со=19,8 кН; d=50 мм; D=90мм; В=20 мм.

Суммарные реакции в опорах.

R1 =  2220 Н;

R2 =1516 Н.

Эквивалентная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник

, т.к. Fа=0, то

Pr=VFrKбKт,

где V=1 коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается;

      Kб=1,5 - коэффициент безопасности;

      Kт=1 - температурный коэффициент;

     X=0,56 – коэффициент, определяемый по таблице 7.1 [2].

Таким образом,

Pr=0,5622201,51=1865 Н.

Определяем динамическую долговечность подшипника в млн.об

,где С=35100 Н – динамическая грузоподъемность;

         p=3 – для шариковых подшипников.

6600 млн.обор.

Долговечность в часах определяется по формуле

часов 

9 Расчет элементов корпуса редуктора

При конструировании элементов корпуса редуктора стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов серый чугун марки не ниже СЧ15.

По литейным требованиям толщина стенки редуктора не должна быть менее 8 мм. Толщина стенки вычисляют по следующей формуле

мм.

Таким образом принимаем толщину стенок = 8мм.

Для подъема и транспортировки корпуса предусматриваем отверстия на крышке редуктора.

Размеры корпусов определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазоров между ними.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части

мм.

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора

мм.

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса

мм.

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора

мм.

Диаметр болтов  для крепления редуктора к раме

  мм.

Принимаем =10 мм. Следовательно, диаметры отверстий в редукторе под болты для крепления к раме

мм.

Размеры остальных элементов корпуса редуктора выбираем из конструктивных соображений.

10 Подбор и расчет шпонок на всех валах

В соответствии с ГОСТ23360-78 по диаметрам вала выбираем шпонки, размеры которых сводим в таблицу 10.1.

         Таблица 10.1 – Параметры шпонок

№ вала

Диаметр вала d, мм

Сечение шпонки      в×h, мм

Длина шпонки ℓ, мм

Рабочая длина ℓр, мм

Крутящий момент Т, Н*м

2

32

10×8

70

60

89

3

40

12х8

55

43

260

55

16х10

100

84

260

Расчет шпоночных соединений ведем по уравнению прочности на смятие.

σсм = [σсм];

где Т – крутящий момент, Н*мм; d – диаметр вала, мм; h – высота шпонки; ℓр – рабочая длина шпонки; [σсм] = (80…100)МПа – допускаемое напряжение смятия.

Результаты расчёта приведены в таблице 10.2.

Таблица 10.2 – Результаты расчёта

№ вала

Диаметр вала d, мм

σсм, МПа

2

32

23

3

40

76

55

22

11 Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100˚C;

на валы закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и роликовые подшипники, предварительно нагретые.

Собранные валы укладывают в основание корпуса и в боковые крышки корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. После этого на ведущий вал ставят комплект металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают сливную пробку с прокладкой и жезловой маслоуказатель (щуп); заливают в корпус масло.

Собранный редуктор обкатывают на стенде по программе-методике испытаний.

12 Смазка редуктора и подшипников

Смазка зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижение шума и вибрации.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для применяемый при окружных скоростях зубчатых колес до 12 м/с.

Выбор масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях  и фактической окружной скорости колес v. Так (таблица 10.29 [4]) при <600 Н/мм2 (у нас =417 Н/мм2) и v=2…5 (у нас v=3,1) применяем масло И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87.

При смазке колес окунанием подшипники качения опор валов обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла зубчатыми колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежная смазка подшипников возможна при окружных скоростях зубчатых колес свыше 3 м/с. При меньших скоростях применяется пластическая смазка: солидол УС-3 и др.

Для замера уровня смазки в корпусе редуктора применяем маслоуказатель жезловой (щуп), так как он удобен для осмотра, имеет простую конструкцию и достаточно надежен.

Предусматриваем также в редукторе сливное отверстие, отдушину.

13 Описание сварной рамы

При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя, редуктора и прочего, должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на сварных рамах.

Конфигурация и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и электродвигателя. Высоту швеллера выбираем по следующей формуле

мм,

где L – длина рамы, мм.

Таким образом, выбираем стандартный швеллер 100х46 по ГОСТ 8240-89. Для сварки швеллеров выбираем два типа сварных шва: Н1 и Т1 с катетом 4 мм по ГОСТ 5264-80. После сварки раму необходимо покрыть грунтовкой ГФ-020 и эмалью ПФ-133 по ГОСТ 9026-88.

Спроектированная рама представлена на рисунке 13.1.

Рисунок 13.1 – Сварная рама

Заключение

Курсовой проект выполнен в соответствии с заданием на проектирование. Выполнены расчеты шевронного редуктора и открытой конической передачи, а также другие необходимые расчеты. Графическая часть выполнена в соответствии с расчетами по рекомендациям учебной литературы курса «Детали машин».

 

Список использованных источников

1.Иванов М.Н. Детали машин; Учебник для машиностроительных спец. вузов.- 5-ое изд., перераб.- М.: Высшая школа, 1991- 383 С.    2 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1985. – 416 с., ил.

3. Ничипорчик С.Н. Детали машин в примерах и задачах. – Мн.: Вышэйшая школа, 1980 – 432 с.: ил.

4. Шейнблит А.Е. Курсовой проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ, 2005. – 456 с.: ил.

5. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие\Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – 2-еизд., испр. И доп. – Мн.: УП Технопринт, 2002. – 290 с.

6. Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин; Справ. Пособие/ А.В.Кузьмин, И.М.Чернин, Б.С.Козинцов.-3-е изд., перераб. и доп.-Мн.; Вышэйшая школа. 1986.-400 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

37149. Государственная Дума – первый опыт парламентаризма 34.5 KB
  Вследствие неодновременности выборов работа Государственной думы проходила при неполном составе её пополнение шло в ходе работы. Комиссии Государственной думы работали над законопроектами о неприкосновенности личности свободе совести собраний об отмене смертной казни. В центре внимания II Думы как и ее предшественницы находился аграрный вопрос. Третьеиюньский государственный переворот новое Положение о выборах в Думу в нарушение Основных законов было утверждено царем без санкции Думы и Государственного совета означал поражение...
37151. Столыпинская политика модернизации России. Отношение к ней российского общества. Судьба столыпинских реформ 32 KB
  разрешил выдачу ссуды под залог любой приобретаемой крестьянами надельной земли. По желанию крестьянина выделавшегося из общины отдельные полосы его земли могли быть сведены в один участков отруб. Продажа земли через него также помогала крестьянам увеличить своё землевладение. Третьим важным пунктом реформы было переселение крестьян на свободные земли в Сибирь Среднюю Азию и Казахстан.
37152. Дворцовые перевороты. Расширение привилегий дворян 67.67 KB
  Перевороты После смерти императора Петра I в России начался период когда верховная власть достаточно быстро переходила из рук в руки причем занимавшие престол не всегда имели на то законные права. Началось это сразу после кончины Петра I в 1725 г. Новая аристократия сформировавшаяся в период правления императорареформатора опасаясь потерять свое благополучие и могущество способствовала восхождению на престол Екатерины I вдовы Петра. Наибольшую выгоду от этого извлек первый фаворит Петра I светлейший князь А.
37153. оссия при Екатерине Второй, политика «просвещенного абсолютизма» 18.68 KB
  Колоссальное количество монастырских крестьян были переданы государству благодаря чему пополнилась казна России. Как и во многих других государствах Европы для России в период правления Екатерины II была характерна политика просвещенного абсолютизма которая предполагала правителя мудрого покровительствовавшего искусству благодетеля всей науки.И все же проявлением политики просвещенного абсолютизма было создание и деятельность комиссии по составлению нового законодательного свода России вместо отжившего Соборного Уложения 1649 г. В...
37154. Внутренняя политика первой четверти XIX века. Александр Первый. Негласный комитет 131.84 KB
  Александр Первый. ЭПОХА АЛЕКСАНДРА I АЛЕКСАНДР I 1777 1825 Четверть века царствования императора Александра Павловича ярчайшая эпоха русской истории. Во время царствования императора Александра I представители образованной части русского общества почувствовали себя европейцами. 245 Портрет Александра I.
37155. «Восточный вопрос» во внешней политике России в 30-50 гг. XIX в. Крымская война 20.83 KB
  Восточный вопрос во внешней политике России в 3050 гг. в центре внешней политики России находился Восточный вопрос – сложный конгломерат острейших международных противоречий от разрешения которых зависели безопасность границ империи дальнейшие перспективы развития черноморской торговли и экономическое состояние южных губерний. Это движение традиционно получало поддержку России выступавшей в качестве заступницы славян христианского вероисповедания преимущественно населявших Балканы. Такая позиция объективно способствовавшая освобождению...
37156. Правительство и общество при Николае Первом 37.95 KB
  Общественное движение в России во второй четверти XIX в. Поражение декабристов явилось тяжелым ударом для общественного движения в России. Единение народа и монарха народность объявлялось третьим коренным чувством в России. Они были проникнуты глубоким пессимизмом разочарованием в прошлом России и неверием в ее будущее.
37157. Отмена крепостного права. Содержание и сущность реформ 1861 г., их историческое значение 28.36 KB
  Эти акты приняли такой размах что правительство незадолго до реформы специальными указами было вынуждено наложить запрет на подобные действия. Первоначально издатели Колокола верили в либеральные намерения нового императора Александра II 18551881 и возлагали определенные надежды на разумно проведенные реформы сверху .Левшиным была разработана правительственная программа крестьянской реформы которая хотя и давала крепостным гражданские права но сохраняла всю землю в собственности помещика и предоставляла последнему вотчинную власть в...