Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И. Носова

Кафедра «Прикладная механика и графика»

Курсовой проект

по дисциплине: «Детали машин»

на тему:

Проектирование привода тяговой лебёдки

Исполнитель: Филин А.А.

Руководитель: Кадошникова И.Д.

преподаватель кафедры ПМиГ

Магнитогорск, 2012 г



• СОДЕРЖАНИЕ
• 1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Кинематические расчеты
• 1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора
• 2. Расчеты зубчатых колес редуктора
• 2.1 Выбор материала
• 2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес
• 3. Эскизное проектирование редуктора
• 3.1 Предварительный расчет валов
• 3.2 Выбор подшипников
• 3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес
• 3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора
• 4. Выбор муфты на выходном валу привода
• 5. Проверка долговечности подшипников
• 6. Проверка прочности шпоночных соединений
• 7. Уточненный расчет валов
• 8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• Список используемых источников


1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность (Вт) привода (мощность на выходе):

;

Общий КПД привода

,

где - КПД муфты, - КПД цилиндрической передачи,

- КПД подшипников,

- КПД ременной передачи;

;

Требуемая мощность электродвигателя:

;

Частота вращения (об/ мин) приводного вала (число оборотов на выходе):

;

Где V- скорость грузовой цепи,

-диаметр барабана, ;

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

;

Предварительно приняли:

Передаточное число ременной передачи: 2,5;

Передаточное число редуктора:4;

По полученным данным выбираем электродвигатель из табл. 19.28 [4].

Электродвигатель АИР 90L6/925 ТУ16-525.564-84

МощностьP_э = 1,5 кВт,

Асинхронная частота вращенияn_э = 925 об/мин.

Перегрузка двигателя составляет 2,94%. Что находится в пределах нормы. Соответственно двигатель выбран верно.

1.2 Кинематические расчеты

Определяем общее передаточное число привода:

;

Определяем передаточное число редуктора:

;

Необходимо принять передаточные числа из стандартного ряда:

;

Расхождение ?Uприв:

Передаточное число выбрано верно, так как ?Uприв<4%.

Частота вращения и угловая скорость быстроходного (ведущего) вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость тихоходного (ведомого) вала:

;

;

1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора

Вращающий момент на приводном валу редуктора:

;

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:



Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на ведущем шкиву ременной передачи:

Результаты кинематических расчетов редуктора приведены в таблице 1:

Таблица 1

Результаты расчетов редуктора

Вал	Вращающий момент, Т ()	Угловая скорость, ()	Частота вращения, n ()
Быстроходный	37,56	38,7	370
Тихоходный	144,3	9,68	92,5

Вывод: в данном разделе мы рассчитали передаточные числа редуктора, а также рассчитали вращающий момент, угловую скорость и частоту вращения на быстроходном, тихоходном валах.



2. Расчеты зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала

Выбираем материал:

Шестерня: 45

Колесо: 45

Допускаемые контактные напряжения:

,

где - предел контактной прочности (МПа),

коэффициент долговечности (расчет приведен ниже) ;

Формулу для выбираем по таблице, в зависимости от вида термической или химико-термической обработки:

Выберем вид обработки:,

- шестерня: улучшение,

- колесо: улучшение,;

Значения твердости для звеньев цилиндрической передачи редуктора составляют: 235…262 НВ.

Шестерня:

;

;

;

Колесо:



;

;

;

Вычислим коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

где - число циклов, - ресурс передачи в числах циклов;

;

;

;

-базовые числа циклов нагружений при расчете на изгиб,

;

,

где , , , ;

;

, следовательно, .Допускаемое напряжение с течением времени не изменяется.



Вычислим :

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где - предел выносливости (МПа),

- коэффициент долговечности при расчете на изгиб для длительно работающих передач.

По таблице выбираем значение или формулу для выносливости при изгибе, .

;

;

;

;

2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес

Шестерня: 248,5 НВ

Колесо: 248,5 НВ

, , .

Найдем значение межосевого расстояния:

,

где - коэффициент ширины зубчатого венца (для несимметричных опор),

- для передач с косыми зубьями,

н.м. - крутящий момент на тихоходном вале,

- передаточное число зубчатой передачи,

- коэфицент неравномерности распределения нагрузки,

-допускаемое рабочее контактное напряжение;

,

где - коэффициент ширины зубчатого колеса,

= 4-индекс, соответствующий несимметричному расположению шестерни;

,

,

округляем до стандартных значений .

Найдем модуль передачи:

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

При твердости <350 HB

,

где -межосевое расстояние;



,

Из полученного диапазона () модулей принимаем значение m=2,0 мм, согласуя его со стандартом (ГОСТ2185-66).

Определяем количество зубьев шестерни:

,

Округляем в ближайшую сторону до целого и окончательно принимаем

Число зубьев колеса:

,

Принимаем: ;

Основные размеры шестерни и колеса:

;

;

Проверка:

;

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Расчет ширины зубчатых колес:

;

;

Определяем угол наклона зубьев:

,

Определяем окружную скорость вращения:

;

Принимаем передачу 7 степени точности по ГОСТ 1643-81;

Окружная сила:

;

где -крутящий момент на тихоходном вале;

Радиальная сила:

;

Осевая сила:



;

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

-окружная сила,

- передаточное число передачи,

- диаметр делительной окружности колеса,

- ширина колеса;

;

Проверка зубьев по напряжениям изгиба колеса:

,

где (при) - коэффициент, учитывающий форму зуба; - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

- ширина колеса; - коэффициент нагрузки;

где -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

-выбираем по таблице, в зависимости от степени точности передачи;

;

Шестерни:

,

где (при ) - коэффициент, учитывающий форму зуба,

.

Условия прочности как по контактным напряжениям, так и по изгибающим выполнены.

Вывод: в данном разделе мы рассчитали геометрические параметры зубчатых колес, а также проверили передачи на прочность по контактным и по изгибающим напряжениям.



3. Эскизное проектирование редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

Ведущий вал (быстроходная передача):

Диаметр выходного конца вала, мм:

Принимаем:

Диаметр вала под подшипниками (), мм:

,

принимаем: ;

Диаметр различных участков вала (), мм:

;

принимаем: ;

в данных формулах:

- максимальный крутящий момент на ведущем вале,

- размер фаски колеса, выбирается таблично,

- радиус скруглений, выбирается таблично;

Ведомый вал (тихоходная передача):

Диаметр выходного конца вала:

;

принимаем:

Диаметр вала под подшипниками ():

,

принимаем: ;

Диаметр вала под колесом:

;

в данных формулах:

-максимальный крутящий момент на выходном валу,

- высота заплечика, выбирается таблично;

3.2 Выбор подшипников

Для ведущего (быстроходного) вала диаметром , используем подшипники шариковые радиальные однорядные (характеристики приведены в таблице 2): 305 ГОСТ 8338-75

Таблица 2

Характеристики подшипника ведущего (быстроходного) вала

N	d	D	r	B	Грузоподъемность, кН
					cr	cor
305	25	62	2	17	22,5	11,4



Для ведомого (тихоходного) вала диаметром , используем подшипники шариковые радиальные однорядные (характеристики приведены в таблице 3: 308 ГОСТ 8338-75

Таблица 3

Характеристики подшипника ведомого (тихоходного)

N	d	D	r	B	Грузоподъемность, кН
					cr	cor
308	40	90	2,5	23	41,0	22,4

3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес

3.3.1 Цилиндрическая передача

Определенные ранее размеры:

; ; ;

; ; ;

Размеры зубчатого колеса ()

Все обозначения приведены на рисунке 1.

Рисунок 1 - Обозначения на цилиндрическом колесе



Диаметр ступицы:

;

Длина ступицы:

;

Толщина обода:

;

Толщина диска:

;

Вывод: в данном разделе рассчитали конструктивные параметры зубчатого колеса, т.е. диаметр ступицы, длину ступицы, толщину обода, толщину диска.

3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора

Корпус редуктора изготавливается методом литья, для чего широко используют чугун (например, марки СЧ15).

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

;

,

;

,

Толщина поясов корпуса и крышки редуктора:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

;

;

Нижнего пояса корпуса

,

Диаметры болтов:

- фундаментных

- принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

- принимаем болты с резьбой М12;

- соединяющих крышку с корпусом

- принимаем болты с резьбой М10.

Вывод: в данном пункте рассчитали конструктивные параметры корпуса редуктора (толщину стенок корпуса и крышки, верхнего пояса корпуса и крышки, нижнего пояса корпуса), подобрали болты фундаментные (М16), крепящие крышку к корпусу у подшипников (М12), соединяющих крышку с корпусом (М10).

электродвигатель редуктор вал подшипник



4. Выбор муфты на выходном валу привода

Выбираем для соединения валов муфту цепную однорядную. Достоинство данного типа муфт: при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Выбор цепной муфты производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.

Диаметры соединяемых валов:

d (выход. вала) = 35 мм;

d (вала потребит.) = 35 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 144,3 Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 144,3 =216,45 Н·м

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения соединяемых валов:

n = 92,5 об./мин.

Выбираем муфту цепную однорядную 125-35-1.1-35-1.1 ГОСТ 20742-93.

Радиальная сила, с которой муфта цепная однорядная действует на вал, равна:

Fм = 0,25 · Ft,

где Ft = - окружная сила на делительном диаметре звёздочки. Здесь момент, передаваемый через муфту:

T2 = 144300 Н·мм;

делительный диаметр звёздочки для цепи ПР25,4-6000:

Dд = = = 98,138 мм,

здесь: t = 25,4 мм - шаг цепи; z = 12 - число зубьев звёздочки. Тогда:

Ft = = 1472 Н

Тогда:

Fм = 0,25 · 1472 =368 Н.

В таблице 4 приведены характеристики муфты:

Таблица 4

Характеристика муфты

Муфты	Соединяемые валы	Смешения осей валов не более
	Ведущий	Ведомый	?, мм	?
Жёсткая муфта цепная однорядная 125-35-1.1-35-1.1 ГОСТ 20742-93.	Выходной вал d(выход. вала) = 35 мм;	Вал потребителя d(вала потребит.) = 35 мм;	0,2



5. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

,

,

Эпюры изгибающих моментов, крутящего момента, приведенного момента ведущего вала, а также теоретический профиль приведены на рисунке 2.

Рисунок 2 - Эпюры моментов ведущего вала

Реакции опор

В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 2:

Эквивалентная нагрузка:

,

где - вращение внутреннего кольца подшипника,- для редукторов всех типов, - температурный коэффициент,.

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

- отвечает ГОСТ 16162-85. Найденная долговечность приемлема.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть меньше 10000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников).

Для построения эпюры приведенных моментов необходимо в каждом сечении определить величину приведенного момента по формуле:

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов имеем:

; ; ;

Эпюры изгибающих моментов, крутящего момента, приведенного момента ведомого вала, а также теоретический профиль приведены на рисунке 3.

Реакции опор:

В плоскости xz:

;

;

Рисунок 3 - Эпюры моментов ведомого вала

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:



;

;

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 6:

Эквивалентная нагрузка:

,

где - вращение внутреннего кольца подшипника, - для редукторов всех типов, - температурный коэффициент,.

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч - отвечает ГОСТ 16162 - 85.

Для построения эпюры приведенных моментов необходимо в каждом сечении определить величину приведенного момента по формуле:



6. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами (ГОСТ 23360 - 78). Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условия прочности:

;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице:

;

Проверка прочности шпонки на ведущем валу:

Проверяем шпонку в месте установки. на выходном конце вала.

,

где ; ; ; - длина шпонки (при длине конца вала 50 мм);

- момент на валу,

;

Условие прочности выполнено, следовательно шпонка выдерживает напряжение.

Проверка прочности шпонок на ведомом (тихоходном) валу:

проверяем шпонку под колесом:

,

где ; ;; - длина шпонки (при длине ступицы колеса 68м); - момент на промежуточном валу;

- стальная ступица;

;

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

;

;

;

;

-стальная ступица;

;

Вывод: Согласно расчетам на всех шпонках соблюдается условие прочности.



7. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n опасных сечений и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением [n]. Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала:сталь 45, обработка-улучшение.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: ;

Достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса прочности, а именно сечение в месте нарезки зубьев шестерни.

В этом сечении действует максимальные изгибающие моменты М_У, М_Х и крутящий момент Т_Z = T_Б.

Сечение А - А (сечение вал-шестерня).

Момент сопротивления сечения:

= 52 мм - диаметр вершин зубьев,

Момент инерции при расчете на жесткость:

- диаметр делительной окружности,

- диаметр центрального отверстия.

;

Амплитуда и средние напряжение цикла касательных напряжений:

;

Принимаем

- коэффициент, выбираем по таблице;

- коэффициент, выбираем по таблице;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

;

Принимаем

- коэффициент, выбираем по таблице;

- коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности:

;



;

Коэффициент запаса прочности результирующий:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее : ;

Условие запаса прочности выполнено

Ведомый вал

Материал вала: сталь 40Х, термообработка-улучшение.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: ;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: ;

Сечение А-А (место посадки колеса зубчатой передачи).

;

;

Суммарный изгибающий момент А-А:

;

Данные вала:

- диаметр в месте посадки под шпонку;

,

Момент сопротивления кручению:

;

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательного напряжения:

;

Амплитуда нормального напряжения изгиба:

;

;

Коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению:

,

где - коэффициент, выбираем по таблице;

- коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

,

где - коэффициент, выбираем по таблице;

- коэффициент, выбираем по таблице;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

Общий коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее : ;

Условие запаса прочности выполнено.

Вывод: в данном разделе произвели уточненный расчет валов. Рассчитывали коэффициенты запаса прочности по нормальному и касательному напряжениям. Оба вала удовлетворяют условию прочности.



8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость, тем меньше вязкость масла, чем выше контактные напряжения, тем выше вязкость. Требуемую вязкость определяют по таблице. При окружной скорости менее 2 м/с и контактным напряжениям менее 600 Н/мм2 - рекомендуемая кинематическая вязкость составляет 34 мм2/с.

Минимальный уровень масла: зубья колеса передачи.

Максимальный уровень масла: определяется из объема масляной ванны (из расчета 0,5-0.8 на 1 кВт передаваемой мощности):

,

где 1,5 - передаваемая мощность от электродвигателя (в кВт).

Примем максимальный объем масла, равный . При таком объеме уровень составляет примерно 30 мм.

Выбираем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 20799 - 75*).

Уровень масла контролируют маслоуказательным жезлом. Контроль за верхним уровнем масла производиться при остановке редуктора.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1980. - 416 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов / А.Е. Шейнблит - М.: Высшая школа, 1991. - 213 с.

3. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т.8-е издание, переработанное и дополненное/ В.И. Анурьев - М.: Машиностроение, 2001.

4. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - 7-е изд., испр. - М.: Высш. шк., 2001. - 447 с.

5. Допуски и посадки: Справочник в 2 частях. 5-е издание, переработанное и дополненное / В.Д. Мягков - Л.: Машиностроение, 1978.

Размещено на Allbest.ru