Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Цель работы и решаемые при этом задачи

Цель курсового проектирования:

* систематизация, закрепление и расширение теоретических знаний, а также развитие расчетно-графических навыков студентов;

* ознакомление с конструкциями типовых деталей и узлов и привитие студентам навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач по расчету и конструированию редукторов и приводов на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам (начертательная геометрия, черчение, теоретическая механика, сопротивление материалов, основы взаимозаменяемости и технических измерений, технологии металлов);

* получение первого опыта по проектированию машин, овладение инженерно-техническими навыками.

Решаемые задачи при курсовом проектировании деталей машин:

* развитие и умение разрабатывать техническую документацию по заданной схеме механизма, учитывая требования, предъявляемые к прочности, работоспособности, технологичности и т.д.;

* овладение свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности;

* ознакомление с действующими стандартами и нормалями, справочной литературой и приобретение навыков пользования ими при выборе конструкции и размеров деталей;

* проведение кинематического расчета, расчета конструкций на прочность, решения вопросов, связанных с выбором материалов и наиболее технологических форм деталей, продумывание вопросов сборки и разборки узлов и редуктора в целом.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Расчет производим по методике [8].

1.1 Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя, клиноремённой передачи, цилиндрической червячной передачи, упругой муфты с торообразной оболочкой и приводного барабана.

- Привод содержит две ступени передач:

- клиноремённая передача, состоящая из ведущего и ведомого шкивов, гибкой связи (клиновых ремней) и служащая для передачи мощности от первого вала (1) ко второму (2).

- цилиндрическая червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса и служащая для передачи мощности от второго (2) вала к третьему(3);

При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в передачах, в муфте, в опорах валов. В виду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

1.2 Кинематический расчёт привода

Исходные данные:

Тяговая сила (грузоподъёмность), Н - F=3200

Линейная скорость (скорость подъёма) м/с- V=0,25

Диаметр барабана лебедки, мм - D=350

Частота вращения вала барабана:

 (1.1)

Определяем потребную мощность на выходном валу привода, кВт

Р_пот=FV=3200·0,25=800Вт=0,8кВт (1.2)

Определяем КПД привода:

КПД открытой передачи (клиноремённой) - ₁=0,97

КПД закрытой передачи (червячной) - ₂=0,75

КПД соединительной муфты - ₃=0,98

КПД пары подшипников качения - _пк=0,995

Общий КПД привода:

=_123пк³=0,97•0,75•0,98•0,995³=0,7 (1.3)

Определяем потребную мощность двигателя, кВт:

(1.4)

Принимаем электродвигатель 4А80В6У3

Номинальная мощность, кВт - Р_ном=1,1

Номинальная частота вращения вала, об/мин - п_дв=920

; d_дв =22мм ; l=50мм.

Определяем общее передаточное число привода:

 (1.5)

Определяем передаточные числа ступеней привода:

Примем передаточное число червячной передачи и₂=20, тогда передаточное число ременной передачи (1.6)

Определяем мощности на каждом ряду редуктора, кВт

P₁=P_дв=1,143кВт

P₂=P_{1 1пк}=1,143 •0,97•0,995=1,103 кВт (1.7)

P₃=Р_22пк=1,103• 0,75•0,995=0,823 кВт (1.8)

P₄=P_3мпк=0,823•0,98•0,995=0,8 кВт (1.9)

Определяем частоты вращения каждого вала привода, об/мин:

п₁=n_дв=920 об/мин

n₂=n₁ / u₁=920/ 3,37 =273 об/мин (1.10)

n₃=п₂ / u₂=273 /20 =13,65 об/мин (1.11)

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода, Нм:

(1.12)

(1.13)

(1.14)

(1.15)

Результаты расчёта сводим в таблицу.

Таблица 1.1

Результаты кинематического расчета

Расчетные параметры	Номера валов
	1	2	3	4
Передаточное число ступени	3,37	20	1
Мощность Р, кВт	1,143	1,103	0,823	0,8
Обороты n, об/мин.	920	273	13,65	13,65
Момент Т, Нм	11,9	38,6	576	560

Выводы: В результате расчёта определена потребная мощность электродвигателя, выбрана марка электродвигателя, определены силовые и кинематические параметры привода.

2. Расчет клиноременной передачи

Расчет ведём по методике (5).

Исходные данные:

Передаваемая мощность Р₁ = 1,143 кВт;

Частота вращения ведущего шкива об/мин;

Передаточное отношение

По номограмме на рис. 7.3 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива об/мин и передаваемой мощности Р₁ = 1,143 кВт принимаем сечение клинового ремня А.

мм

По табл. 7.8 принимаем мм

Диаметр большего шкива по формуле (7.3)

мм

= 0,02 - скольжение ремня.

Принимаем мм

Уточняем передаточное отношение:

Межосевое расстояние следует принять в интервале [ формула (7.26)]

 мм

мм

где мм ( высота сечения ремня по табл. 7.7).

Принимаем предварительно значение мм.

Расчетная длина ремня по формуле (7.7)

Ближайшее значение по стандарту ( табл.7.7) L = 1400 мм

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L - формула (7.27):

где мм

Угол обхвата меньшего шкива по формуле (7.28)

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10:



Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9:

Для ремня сечения А при длине L= 1400 мм коэффициент .

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [см. пояснение к формуле (7.29)]:

При коэффициент

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:

Предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент

Число ремней в передаче по формуле (7.29):

где -мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт ( табл. 7.8.);

для ремня сечения А при длине L= 1400 мм, шкива d₁ = 100 мм и

u =3,21, частоте вращения шкива n₁ =920об/мин мощность Р₀= 1,08 кВт

Принимаем Z=2.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле (7.30)

Н

где скорость

м/с;

-коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения А коэффициент

Давление на валы по формуле (7.31)

Ширина шкивов (табл. 7.12)

мм

Выводы: В результате расчёта определены основные параметры клиноремённой передачи: тип ремня, количество ремней, длина ремня, межосевое расстояние, скорость ремня, давление на валы, ширина шкивов.

3. Расчет цилиндрической червячной передачи

Расчет ведем по методике [5]

3.1 Исходные данные

а) Крутящие моменты на червяке Т₁ = 38,6 Нм; на колесе Т₂ = 576 Нм;

б) Частоты вращения: n₁ = 273 мин^-1; n₂ = 13,65 мин^-1;

в) Передаточное число u = 20

г) Коэффициент кратковременной перегрузки Т_n / Т_m = 2

д) нагрузка переменная

е) срок службы механизма t, час.

t=L_летК_год365К_сут24

Примем коэффициенты годового и суточного режима соответственно К_год=0,67 К_сут=0,33, L_лет=4

t=40,673650,3324=7748 час

3.2 По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса

Примем Z₁ = 2, тогда

Z₂ = Z₁ u (3.1)

Z₂ =220=40

3.3 Из условия контактной прочности определяем межосевое расстояние

(3.2)

где q - коэффициент диаметра червяка;

q = 0,25 Z₂ (3.3)

q = 0,25 40 = 10

[]_Н - допускаемое напряжение на контактную прочность зубьев колеса.

Принимаем для червяка Сталь 40ХН. Термообработка - закалка до твердости не менее HRC 46.

Для колеса принимаем безоловянную бронзу БрА10Ж4Н4Л с пределом прочности _в = 590МПа, пределом текучести _Т = 275МПа.

Предварительно определяем ориентировочную скорость скольжения в зацеплении.

(3.3)

м/с

Допускаемые напряжения на контактную прочность []_Н при м/с будут []_Н=190 МПа. Табл.4.9 [5]

К - коэффициент нагрузки.

К= К K_v (3.4)

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

Коэффициент К зависит от характера изменения нагрузки и от деформации червяка:

Где Х - вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки; при постоянной нагрузке Х=1; при незначительном колебании нагрузки Х=0,6; при значительном колебании нагрузки Х=0,3

- коэффициент деформации червяка, выбирается в зависимости от Z₁ и q.

K_v- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. При м/с и степени точности 9, K_v= 1,25 табл.4.7 [5].

К= 1,07 1,25 = 1,34

мм

Полученное значение округляем до стандартного значения, принимаем мм.

3.4 Модуль зацепления

; (3.5)

мм

Округляем до стандартного значения

мм табл.7 [5]

Уточненное межосевое расстояние

что не соответствует стандартному значению.

Коэффициент смещения

Х= /m-0,5(Z₂+q)=160/6,3-0,5(40+10)=0,39683

3.5 Геометрические параметры передачи

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = q m; (3.6)

d₂ = z₂ m; (3.7)

d₁= 10 6,3 = 63 мм d₂= 40 6,3 = 252 мм

Диаметры окружностей выступов:

d_а1 = d₁+2 m (3.8)

d_а2 = d₂+2 m(1+Х) (3.9)

d_а1 = 63+26,3 = 75,6 мм

d_а2 =256+26,3(1+0,39683) = 269,6 мм

Диаметры окружностей впадин

d_f1 = d₁ - 2,4 m (3.10)

d_f2 = d₂- 2 m(1,2+X) (3.11)

d_f1 = 63-2,46,3 = 47,88 мм

d_f2= 252-26,3(1,2+0,39683) = 231,88 мм

Длина нарезанной части червяка при Z₁ = 2

b₁ (11+0,06 Z₂) m (3.12)

b₁ (11+0,0640) 6,3 = 85 мм

для шлифуемых и фрезеруемых червяков величина b₁, полученная по формуле (60), должна быть увеличена при m = 6,3мм на 25мм.

Принимаем b₁=110мм

Ширина колеса при Z₁ = 2

b₂ 0,75 d_a1 0,75 75,6 = 56,7 мм (3.13)

Принимаем b₂ = 56мм

Уточняем межосевое расстояние

мм (3.14)

Угол подъема витка червяка

= (3.15)

=

Наибольший диаметр червячного колеса

(3.16)

мм

Принимаем мм

3.6 Коэффициент полезного действия передачи

(3.17)

где - угол трения, =3,25⁰ - табл.4.4 [7]

3.7 Усилия в передаче

Oкружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе

F_t1 = -F_a2= (3.18)

F_t1 = -F_a2=H

Окружное усилие на червячном колесе равное осевому усилию на червяке

F_t2 = -F_a1= (3.19)

F_t2 = -F_а1=H

Радиальное усилие

F_r1 = -F_r2= (3.20)

где - угол профиля исходного контура, =20⁰

F_r1 = -F_r2=Н

3.8 Скорость скольжения

(3.21)

где v₁ - окружная скорость червяка.

(3.22)

_щ1 - угловая скорость червяка.

(3.23)

Отсюда

3.9 Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса

(3.24)

где К - коэффициент нагрузки, К = 1,1;

Y_F - коэффициент формы зуба.

При Z_v2 = (2,25)

Y_F=2,25 табл.4.5 [5]

где Z_v2 - эквивалентное число зубьев колеса

- допускаемое напряжение на изгиб.

(3.26)

где K_FL - коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного чисел циклов.

(3.27)

где N - суммарное число циклов напряжения

N = 60n₂ t; (3.28)

где n₂ - частота вращения червячного колеса, n₂ = 13,65 мин^-1;

t - срок службы передачи, t = 7748ч.

N = 6015,65 7748 = 7275372 = 7,310⁶;

Принимаем

- допускаемое напряжение изгиба

Мпа табл. 4.8 [5]

МПа,

3.10 Проверка прочности зубьев колеса при кратковременных перегрузках

3.10.1 По контактным напряжениям

(3.29)

где _Н - контактные напряжения

(3.30)

Мпа

[]_Нпр - допускаемые предельные контактные напряжения

[]_Нпр = 2_Т; (3.31)

где _Т - предел текучести, _Т = 275 МПа.

[]_Нпр = 2275 = 550 МПа.

МПа.

3.10.2 По напряжениям изгиба

(3.32)

где []_Fпр - допускаемые предельные напряжения изгиба

для безоловянных бронз

[]_Fпр = 0,8_Т; (3.33)

[]_Fпр = 0,8275 = 220 МПа.

МПа.

Прочность зубьев при заданном нагружении обеспечивается.

3.11 Расчет на жесткость червяка

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

(3.34)

Стрела прогиба

(3.35)

где l₁ - растояние между опорами червяка, примем предварительно по диаметру червячного колеса l₁=252 мм

Е=2,110⁵ - модуль упругости материала

Допускаемый прогиб

f=(0,005…0,01)m=(0,005…0,01)6,3=0,0315…0,063 мм (3.36)

Таким образом, жесткость обеспечена, т.к. ff/

3.12 Проверка редуктора на нагрев

Тепловой расчет сводится к определению разности температур:

(3.37)

где t₂ - температура масла;

t₁ - температура окружающего воздуха, t₁ = 20^оС;

Р₁ - мощность на первом валу редуктора, Вт, Р₁ = 1143 Вт;

з_ОБ - общий КПД редуктора;

(3.38)

k_t - коэффициент теплопередачи, k_t = 11…17 Вт/м² град., примем k_t = 14 Вт/м² град;

- допускаемая температура нагрева масла, ;

А - общая площадь редуктора, обдуваемого воздухом

м² (3.39)

Выводы. Из условия контактной прочности определены параметры червячной передачи, произведена проверка прочности зубьев на контактную прочность и изгиб при перегрузках, на нагрев. Расчётом на жёсткость определён прогиб вала червяка. Прочность зубьев и жёсткость обеспечивается.

4. Расчет валов

4.1 Ориентировочный расчет валов

Расчёт ведём по методике [9]

Валы редукторов как правило, имеют ступенчатую форму. Наличие ступеней на валу связано с осевой фиксацией расположенных на нём деталей, а также удобством монтажа этих деталей. При сборке должно быть обеспечено свободное продвижение деталей по валу до места их посадки.

Диаметры валов определяем из условия прочности на кручение:

(4.1)

где - допускаемое напряжение на кручение, при ориентировочном методе расчета принимаем = 20…25 МПа,

Т - крутящий момент на валу, Нмм

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала

мм

принимаем = 25 мм

под подшипниками принимаем мм.

Червяк изготавливаем заодно с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала

мм

принимаем мм;

под подшипниками принимаем мм;

под зубчатым колесом мм.

Длина ступицы червячного колеса:

мм (4.2)

принимаем = 80 мм..

По диаметрам валов выбираем роликоподшипники радиальные средней серии:

Ведущий вал - подшипник 7306, его размеры:

d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм.

Ведомый вал - подшипник 7311, его размеры:

d = 45 мм, D = 100 мм, В = 26 мм.

Все подшипники устанавливаем враспор.

Конструктивно определяем длины валов между серединами подшипников (опорами) и расстояния от опор до точек приложения нагрузки, сделав допущения, что они приложены посередине длины зуба колеса (шестерни).

Выполняем компоновку редуктора (см. рисунок 4.1)



Рисунок 4.1 Компоновка редуктора

Выполняем проверочный расчёт валов по методике [7].

4.2 Предварительный расчёт валов

Выбираем расчетные схемы и определяем расчетные нагрузки. Расчетные схемы валов представляем в виде балок на шарнирных опорах (рисунки 4.4, 4.5).

При составлении расчетной схемы все внешние силы приводим к двум взаимно-перпендикулярным плоскостям (горизонтальный и вертикальный ), что позволяет, используя принцип независимости действия сил, свести решение объемной задачи нагружения вала к решению двух плоских задач.

Силовая схема нагружения валов редуктора

Принимаем направление линии витка червяка левое, червяк вращается по часовой стрелке.



Рисунок 4.2 Схема сил в зацеплении червячной передачи

Направление сил в зацеплении редукторной пары соответствует выбранному направлению винтовой линии и вращению вала барабана лебёдки при подъёме груза.

Рисунок 4.3 Схема нагружения валов редуктора

4.2.1 Ведущий вал (Рисунок 4.4)

После эскизной компоновки и предыдущих расчетов имеем:

a= 90 мм; b = 130 мм; c = 130 мм; d₁ = 63 мм ; F_r1 = 1691 Н

F_а1 = 4571 Н; F_t1 =1141 Н; F_b=461Н; Т₂ = 38,6Нм.

Силу F_b, действующую на вал от клиноремённой передачи, раскладываем на две составляюшие силы F_bx=F_b·Sinв=461·0,866=399H, F_by=F_b·Cosв=461·0,5=230,5H,

Находим реакции опор:

в горизонтальной плоскости

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты:

;



Рисунок 4.4 Схема ведущего вала

Нмм =35,91Нм

Нмм = 92,17 Нм

Реакции опор в вертикальной плоскости

, откуда

Проверка:

Строим эпюры изгибающих моментов и крутящего момента.

, =-20,7Нм

Нмм= -48,3 Нм

Нмм = -192,27 Нм

Крутящий момент Нм

Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженной точке под червяком

(4.3)

Суммарные радиальные реакции:

(4.4)

Н

Н

Ведомый вал ( Рисунок 4.5)

Имеем: а=100мм; b = 75 мм; c = 75 мм; d₂=252мм; F_t2 = 4571 Н ;

F_r2 = 1691 Н ; F_a2 = 1141 Н ; Т₃=576Нм. F_M=0,25F_t=0,25·4571=1143H

Реакции опор в плоскости XOY (в вертикальной плоскости):

, откуда

откуда

Н



Рисунок 4.5 Схема ведомого вала

Проверка:

Изгибающие моменты:

Нмм=135,3 Нм

Нмм = 8,5 Нм

Реакции опор в плоскости XOZ (в горизонтальной плоскости):

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты:

;

Нмм =114,3Нм

Нмм = 228,5 Нм

Крутящий момент Нм

Суммарный изгибающий момент в сечении под червячным колесом:

Нм

Суммарные радиальные реакции:

Н

Н

4.3 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 для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].

Прочность соблюдена при n > [n].

Запас прочности в опасном сечении:

(4.5)

где и - запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям

(4.6)

(4.7)

где и - пределы выносливости материала вала при симметричном цикле по нормальным и касательным напряжениям.

Для конструкционных сталей:

; (4.8)

. (4.9)

- предел прочности материала вала;

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - амплитудные значения напряжений.

(93)

(4.10)

- момент изгибающий суммарный;

- осевой момент сопротивления нетто.

для круглого вала:

; (4.11)

для вала со шпоночным пазом:

. (4.12)

- полярный момент сопротивления нетто

для круглого вала:

; (4.13)

для вала со шпоночным пазом:

. (4.14)

b и t - ширина и глубина шпоночного паза;

и - коэффициенты, учитывающие диаметр вала;

и - коэффициенты, учитывающие асимметрию цикла;

и -среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силой F_a

(4.15)

При изменении напряжений кручения по пульсирующему циклу =

4.3.1 Ведущий вал

Материал вала - сталь 40ХН нормализованная, =785 МПа табл. 3.3 [7].

Пределы выносливости МПа и МПа.

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника А (червяк выполнен за одно целое с валом, диаметр вала в этом сечении -диаметр впадин , т. е. значительно больше диаметра вала под шкивом, а значит запас прочности там будет значительно больше .

Проверим сечение под шкивом.

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через клиноремённую передачу рассчитываем на кручение. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

d = 25 мм bЧh =8Ч7 мм t = 4 мм

Т₂ = 38,6 Нм

мм³

Мпа

Запас прочности:

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании из-за проблем выбора подшипников в связи с большими осевыми усилиями в червячной передаче.

В остальных сечениях ведущего вала проверять прочность нецелесообразно, так как запас прочности там будет значительно больше .

4.3.2 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная,

=590 МПа табл. 3.3 [5].

Пределы выносливости МПа и МПа.

4.3.2.1 Сечение под червячным колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

d = 56 мм; bЧh = 16Ч10 мм; t = 6 мм; Т₃ = 576 Нм;

Нм; F_а2 = 1141 Н.

= 1,59; ; табл. 8.5 [5]

; ; табл. 8.8 [5]

мм³

мм³

МПа

МПа

МПа

Выводы: во всех сечениях валов запас прочности больше допускаемого.

5. Подбор подшипников качения

Расчет ведем по методике [3] и [5]

5.1 Ведущий вал

Суммарные реакции опор: R_A =38 H; R_B = 1640 H. Частота вращения вала n = 273 мин^-1. Диаметр вала под подшипником 30мм.

На опору «В» действует осевая сила F_a = 4571 H. Проверяем радиально-упорные однорядные роликовые конические подшипники повыщенной грузоподъёмности серии диметров 3, серии ширин 0 №7306А с размерами: d = 30 мм; D = 72 мм; Т = 20,75 мм;

динамическая грузоподъёмность С=52,8кН; статическая грузоподъёмность С₀ = 39 кН; коэффициент осевой нагрузки Y = 1,78; параметр осевого нагружения е = 0,34.

Подшипники устанавливаем «враспор».

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

(5.1)

Н

Н

Осевые нагрузки на опоры табл. 9.21 [5]

Тогда Н

 Н

Рассмотрим наиболее нагруженный правый подшипник (п. В)

Отношение , поэтому осевую силу учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

(5.2)

где X и Y - коэффициент радиальной и осевой нагрузок соответственно;

для конических подшипников при коэффициент Х = 0,4 и Y = 1,78.

R_В и F_aВ - радиальная и осевая нагрузки подшипника,

V - коэффициент вращения относительного вектора нагрузки кольца подшипника, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;

K_T - температурный коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, K_T = 1;

K_Б - коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамичности нагрузки на долговечность подшипника, K_Б = 1,1.

Н

Расчетная долговечность, млн. об.:

(5.3)

млн.об.

Расчетная долговечность в ч.:

ч (5.4)

ч

5.2 Ведомый вал

Суммарные реакции опор: R_А = 1805 H, R_В = 3047 H, на опору А действует осевая сила F_a =1141 H. Частота вращения вала n = 13,65 мин^-1.

Диаметр вала под подшипником 55мм.

Проверяем радиально-упорные однорядные роликовые конические подшипники повышенной грузоподъёмности серии диаметров 1, серии ширин 2 №2007111А с размерами: d = 55 мм; D =90 мм;

В = 23 мм;

динамическая грузоподъёмность С=76,5кН; статическая грузоподъёмность С₀ = 64 кН; коэффициент осевой нагрузки Y = 1,8; параметр осевого нагружения е = 0,33.

Подшипники устанавливаем «враспор».

.Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:

Н

Н

Н

Н

Рассмотрим наиболее нагруженный левый подшипник А:

Отношение , поэтому осевую нагрузку учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

H

Расчетная долговечность, ч.:

(5.5)

Выводы: долговечность подшипников больше требуемой, значит подшипники пригодны.

6. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора из чугунного литья

Расчёт ведём по методике [9].

Конструкция корпусных деталей редуктора (корпус, крышка) определяется расположением плоскости разъёма.

Принимаем конструкцию корпусных деталей с разъёмом по плоскости, в которой лежит продольная ось ведомого (тихоходного) вала. Форму корпуса принимаем с внешним расположением наружных подшипниковых бобышек. В крышке корпуса предусмотрены бобышки, в которых растачиваются гнёзда под подшипники ведущего (быстроходного) вала. Для предотвращения протекания масла плоскости разъёма смазываем спиртовым лаком перед окончательной сборкой. Для повышения жёсткости предусматриваем рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Для захватывания редуктора при подъёме делаем под фланцем основания приливы в виде крюков. Для снятия крышки делаем крюки или петли на ней. Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса предусматриваем окно, закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и для промывки редуктора в нижней части основания корпуса (картера) делаем отверстие под пробку с цилиндрической резьбой. Маслоспускное отверстие выполняем на уровне днища корпуса. Подшипники закрываем крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов. Крышки подшипников принимаем накладные (привертные). Корпусные детали: основание корпуса (картер), крышка корпуса и крышки подшипников изготавливаем из серого чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса редуктора:

д = 0,025a + 1 = 0,25 160 + 1 = 5 мм, принимаем д = 8 мм.

где а - межосевое расстояние червячной передачи

Толщина крышки редуктора:

д₁ = 0,02 a + 1 = 0,02 160 + 1 =4,2 мм

принимаем д₁ = 8 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b =1,5 д = 1,58 = 12 мм

принимаем b =12 мм

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁ =1,5 д₁ = 1,58 = 12 мм

принимаем b₁ =12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

Р = 2,35д = 2,358 = 18,8 мм

принимаем Р =20 мм

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85...1) д = (0,85...1)8 = 6,8...8 мм

принимаем m = 8 мм

Толщина ребер крышки:

m₁ = (0,85...1) д = (0,85...1)8 = 6,8...8 мм

принимаем m₁ = 8 мм

Диаметр фундаментных болтов (их число принимаем равным 4):

d₁ = (0,03...0,036) a + 12 = (0,03...0,036) 160+12 = 16,8...17,76 мм

принимаем болты с резьбой M16.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм

принимаем болты с резьбой М12.

Основание и крышку корпуса соединяем болтами для обеспечения герметичности. Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:

мм

принимаем болты с резьбой М10.

Расстояния между осями болтов принимаем

L =(10…15) =(10…15)10=100…150мм

Основание корпуса и крышку корпуса фиксируем относительно друг друга двумя коническими штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки гнёзд под подшипники.

Размеры центрирующих шрифтов

Диаметр мм

Длина

Принимаем шрифт 10Ч30 ГОСТ 3129-70.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру мм;

по торцам мм.

Ширина нижнего пояса корпуса (фундаментного фланца) k₁ =39 мм.

Ширина фланца крышки и корпуса у подшипника k₂ = 33 мм.

Ширина фланца крышки и корпуса k₃ = 28 мм.

Размер резьбы сливной пробки принимаем М20.

Размер резьбы жезлового маслоуказателя принимаем М16Ч1,5.

Расстояние между поверхностью червячного колеса и дном редуктора:

мм

Высота центра:

H=d_aм2/2 +Х + д =279/2 + (32…38,4) + 8 =179,5..185,9 мм

принимаем Н = 180 мм.

Выводы: Произведён расчёт элементов корпуса редуктора.

7. Проверка прочности шпоновых соединений

Расчёт ведём по методике [8]

Шпонки призматические со скругленными горцами. Размеры сечений шпонок и пазов длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

электродвигатель деталь соединение подшипник

Размещено на http://www.allbest.ru/

Напряжение смятия и условия прочности:

(7.1)

где d - диаметр вала, мм

Т- крутящий момент, Нмм

h - высота шпонки, мм

b - ширина шпонки, мм

? -длина шпонки, мм

t₁- глубина паза вала, мм

[_см] - допускаемое напряжение смятия,

при стальной ступице [_см] = 100-150 МПа

при чугунной ступице [_см] =50-80 Мпа

Ведущий вал

Шпонка на выходном конце вала под шкив клиноремённой передачи

(материал шкива - чугун СЧ20)

d = 25 мм; bх h = 8 х 7мм; t₁ = 4 мм; ? = 40 мм; Т = 38,6 10³ Нмм

МПа

Ведомый вал

Шпонка на выходном конце вала под муфту упругую с торообразной оболочкой (материал полумуфты - сталь 45)

d = 50 мм; bх h = 14 х 9мм; t₁ = 5,5 мм; ? = 80 мм; Т =576 10³ Нмм.

МПа

Шпонка под червячным колесом (материал центра червячного колеса - сталь20)

d = 56 мм; bх h = 16 х 10мм; t₁ = 6 мм; ? = 70 мм

МПа

Выводы: Во всех соединениях условие прочности выполняется, так как _см < [_см]

8. Смазка червячного зацепления и подшипников

Расчет производится по методике [9].

Смазка червячного зацепления производится окунанием колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса не менее чем на высоту зуба. Объём масляной ванны V_M определяем из расчёта 0,8 литра на 1 кВт передаваемой мощности.

л (8.1)

где = 1,1кВт - мощность на первом валу редуктора.

Смазка подшипников осуществляется за счет разбрызгивания масла. Вязкость масла выбираем по таблице 10.9. [9] в зависимости от скорости скольжения в червячной передаче и контактных напряжений. В червячной передаче V_S = 0,92м/с и у_Н = 124 МПа рекомендуемая вязкость масла г₁₀₀^о = 25•10^-6 м²/с.

По таблице 10.10 [9] принимаем масло авиационное МК-22 ГОСТ 21743-76.

Уровень масла контролируем жезловым маслоуказателем при остановке редуктора. Для удаления загрязненного масла и для продувки редуктора в нижней части корпуса делаем маслоспускное отверстие под пробку. Для заливки масла предусматриваем окно, закрываемое крышкой с отдушиной.

Выводы: Определён объём и марка масла.

9. Выбор муфты

Расчет производим по методике [9].

Для соединения выходного вала редуктора с валом барабана лебёдки принимаем муфту упругую с торообразной оболочкой. Муфту выбираем по диаметрам валов и по величине расчетного момента

(9.1)

где К - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации,

примем К = 1,3 [9 ].

Т_НОМ - крутящий момент на выходном валу редуктора,

Т_НОМ = 576 Нм.

Нм

Принимаем муфту упругую с торообразной оболочкой 800-50-1.1-У3 ГОСТ 20884-93 с номинальным крутящим моментом 800 Нм, диаметром отверстий в полумуфтах 50мм, типа 1, исполнения полумуфт 1, климатическим исполнением У3.

Вывод: Условие Нм выполнено, значит муфта подходит.

10. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов; на ведущий вал насаживают подшипники, в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают червячное колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и, устанавливают подшипники. Собранный ведущий вал вставляют в крышку корпуса редуктора. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Червячное зацепление регулируют по пятну контакта путем изменения толщины прокладок под крышками подшипников.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

11. Посадки деталей привода

Выбор посадок производим по методике [9].

Посадка червячного колеса на вал - Н7/р6.

Посадка венца червячного колеса в ступицу - Н7/р6.

Посадка крышек подшипников в корпус - Н7/h8.

Посадка распорной втулки на вал - Н8/к6.

Посадка шкивов на валы - H7/h6

Посадка шпонок:

- в паз вала - P9/h9;

- в паз ступицы - P9/h9.

Посадка полумуфт на валы - Н7/к6.

Посадка подшипников качения:

- внутреннее кольцо на вал - к6;

- наружное кольцо в корпус - Н7.

12. Техника безопасности

При изготовлении, сборке и проведении испытаний редуктора и привода должны соблюдаться правила техники безопасности, действующие на заводе - изготовителе.

Лица, участвующие в изготовлении деталей и узлов редуктора и привода, сборке редуктора и привода, и проведении испытаний должны пройти инструктаж по правилам техники безопасности.

Рабочие места на всех операциях по изготовлению, сборке и испытаниях должны быть очищены от посторонних предметов. Проводящая электропроводка к станкам, стендам для испытаний должна быть надежно изолирована и защищена от случайных повреждений.

Наладка электрооборудования, станков и стенда для испытаний должна проводиться лицами, имеющими соответствующий допуск.

Работы по монтажу привода должны выполняться в соответствии с требованиями ГОСТ 12.2.003-74, ГОСТ 12.3.003-75 и ГОСТ 12.3.009-76.

Заливку масла, слив отработанного масла из корпуса редуктора и проверку его уровня производить только при полной остановке редуктора.

При разборке, технических осмотрах и ремонте нагрузка с выходного вала редуктора должна быть снята, электродвигатель должен быть отключен от сети электропитания.

Электродвигатель должен быть заземлен. Требования по технике безопасности указаны в ГОСТ 19523-81.

При выполнении ремонтных работ соблюдать действующие правила по технике безопасности для такелажных, слесарных и сварочных работ.

Заключение

В данном курсовом проекте была поставлена задача спроектировать привод электрической лебёдки. В результате фактическая скорость подъёма составила

V _ф =р·d· n _ф /60000=3,14·350·14,31/60000=0,262м/c

Где n _ф -фактическое число оборотов вала барабана лебёдки

n _ф= n _дв /и _р · и _з =920/3,214·20=14,31об/мин

Отклонение скорости подъёма составляет

?V=( v _ф -v)/v=(0,262- 0,25)/ 0,25·100%=4,84%,

что не превышает допускаемого отклонения скорости подъёма в 6% по заданию.

При выполнении курсового проекта достигнуты цели курсового проектирования:

§ закреплены и расширены технические знания;

§ развиты расчетно-графические навыки;

§ произошло ознакомление с конструкциями типовых деталей и узлов;

§ получен первый опыт по проектированию. Решены следующие задачи:

§ выполнены расчеты: кинематический, расчеты передач, расчеты валов, подшипников, шпонок, подбор муфт, выбор масла и другое;

§ выполнены чертежи редуктора, привода, наиболее важных деталей редуктора в соответствии с действующими ГОСТами ЕСКД (Единой системы конструкторской документации).

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах, М. Машиностроение, 1982. 728 с., 584 с., 557 с.

2. Гузенков П.Г. Детали машин. М. Высшая школа, 1982. 351 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М. Высшая школа, 1990. 390 с.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М. Высшая школа, 1985. 416 с.

5. Ратманов Э.В. Расчет механических передач. Учебное пособие. Курган 2001. 112 с.

6. Ратманов Э.В., Смолин А.И. Выбор и расчёт подшипников качения. Курган. КГУ. 1997. 37 с.

7. Ратманов Э.В., Тютрина Л.Н. Расчёт и конструирование валов передаточных механизмов. Курган 2004. 38 с.

8. Смолин А.И. Кинематический расчёт привода. Методические указания к выполнению курсового проекта и проведению практических занятий по деталям машин. Курган. Изд-во КГУ. 2007. 25 с.

9. Чернавский С.Л., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1988. 416 с.

10. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. (Справочник) Минск, Вышейшая школа, 1974. 592 с.

Размещено на Allbest.ru