Проектирование привода к лебедке

Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 19.04.2013
Размер файла 436,0 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Спроектировать привод к лебедке.

Разработать:

чертеж общего вида привода;

сборочный чертеж редуктора;

сборочный чертеж приводного вала;

рабочие чертежи деталей (вал-шестерня, зубчатое колесо; тихоходный вал, крышка подшипника)

Схема привода

По заданию даны:

Шаг тяговой цепи р, мм - 125

Тяговое сила цепи F, кН - 10

Скорость тяговой цепи v, м/с - 0,95

Число зубьев звездочки z - 7

Срок службы привода Lг , годы - 6

1. Энергетический и кинематический расчет привода

- Определяем КПД привода

где: зм- КПД муфты

зпп- КПД подшипниковой пары

ззп- КПД цилиндрической зубчатой передачи

зц- КПД цепной передачи

- Требуемая мощность двигателя и частота

Pвв=Ft•Vt=10000 * 0,95= 9500 Вт

где: Pвв - требуемая мощность привода, Вт

По справочнику выберем синхронный двигатель 4А180М8 ГОСТ 183-74 мощностью 15 кВт, номинальная частота вращения nэд=730об/мин.

- Определяем передаточное число редуктора

nвв=6*104*V/(z*p)

nв=6*104*0,95/(7*125)=65,14(мин-1)

uобщ=nдв/nвв; uобщ=730/65,14=11,2

где: nдв - частота вращения двигателя, мин-1

Принимаем стандартные передаточные числа:

u1=4 - передаточное число редуктора

u2=2,25 - передаточное число цепной передачи

Определим фактическое передаточное число

uф = u1·u2, uф=4*2,8 = 11,2

- Определяем частоты вращения на валах привода, мин-1

- Определяем угловую скорость на валах привода, рад/с

,

щдв = щ1 ;

- Определяем крутящие моменты на валах привода, Н·м

Т1 = Тдв * зм * зпп = 196,33 * 0,98 * 0,99 = 190,5 Нм

Т2 = Т1 * ззп * зпп * u1 = 190.5 * 0,97 * 0,99 * 4 = 731.7 Нм

Т3 = Т2 * зц * зпп * u2 = 731,7 * 0,91 * 0,99 * 2,8 = 1845,7 Нм

Результаты расчета сводим в таблицу

Вал двигателя

Редуктор

Звездочка

nэд, мин-1

Tэд, Н*м

рад/с

Вал 1

Вал 2

Вал 3

n1, мин-1

T1, Н*м

1 рад/с

n2, мин-1

T2, Н*м

2 рад/с

n3, мин-1

T3, Н*м

3 рад/с

730

196,33

76,4

730

190,5

76,4

182,5

731,7

19,1

65,17

1845,7

6,82

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1 Подбор материала и назначение термообработки

Принимаем материал шестерни и колеса ст. 40Х, термообработка - улучшение, для колеса : 235…262НВ, для шестерни - 269…302НВ.

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NН0; NF0. Присвоим индексы: 1 - шестерня, 2 - колесо.

КHL = ,

NHO = (HBср)3;

NHO1 = ((235+262)/2)3= 0,15*108 циклов

NHO2 = ((269+302)/2)3= 0,23*108 циклов

Примем Ксут = 0,7; Кгод = 0,8

N1 = 6*365*24*0,8*0,7*60*730=1,3*108 циклов

N2 = 6*365*24*0,8*0,7*60*182,5=0,32*108 циклов

Т.к. N1 > NHO1, то КHL1 = 1

N2 > NHO2, то КHL2 = 1

2.2 Определение допустимых контактных напряжений

В качестве расчетного допустимого контактного напряжения, при термообработке I (режим термообработки колеса и шестерни - улучшение) принимаем меньшее, т.е.

2.3 Определение допустимых напряжений изгиба

КHL = ,

NFO = 4*106;

Т.к. N1 > NFO, то КFL1 = 1

N2 > NFO, то КFL2 = 1

В качестве расчетного допустимого напряжения изгиба, принимаем меньшее, т.е.

2.4 Расчет межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для первой зубчатой пары:

мм

Где для косозубых колес Ka=43. Значение межосевого расстояния необходимо округлить до ближайшего стандартного. Принимаем по ГОСТ 2185-66 межосевое расстояние aW=180 мм.

2.5 Расчет геометрических характеристик зубчатой пары

- Определим модуль передачи:

:

где m - модуль зацепления, мм;

Кm - вспомогательный коэффициент;

b2 - ширина венца колеса, мм;

d2 - делительный диаметр колеса, мм.

b2аw

где ша - коэффициент ширины венца колеса

b2 = 0,32*180=58

d2 = 2* аw *u/(u+1)

d2 = 2*180*4/(4+1)=288

Полученное значение m округляем в большую сторону до стандартного значения m = 2 мм

- Суммарное число зубьев и угол наклона

где: вmin - минимальный угол наклона зубьев, ?.

где: ZУ - суммарное число зубьев.

где: в - угол наклона зубьев колеса, ?

- Числа зубьев шестерни и колеса

где: z1 - число зубьев шестерни;

z2=zУ ? z1,

где: z2 - число зубьев колеса.

z2= 178-36=142

-Фактическое передаточное число

uф=z2/z1.

uф=142/36=3,94

Делительный диаметр

где d1 - делительный диаметр шестерни, мм

d2 = 2aw?d1 ,

где: d2 - делительный диаметр колеса, мм.

d2 = 2*180-72,8= 287,2

Диаметр окружности вершин

da1=d1+2m,

где: da1 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм

da1= 72,8 +2*2=76,8

da2=d2+2m

где: da2 - диаметр вершин зубьев колеса, мм.

da2= 287,2+2*2=291,2

Диаметр окружности впадин

df1=d1?2.4m

где: df1 - диаметр впадин зубьев шестерни, мм

df1=72,8-2,5*2=67,8

df2=d2?2.5m

где: df2 - диаметр впадин зубьев колеса, мм.

df2= 287,2-2,5*5=282,2

Определение сил в зацеплении

Ft=2·103·T2/d2,

где: Ft - окружная сила, Н

Ft=2·103·731,7/ 287,2=5095,4

Fr = Ft·0,364/cosв,

где: Fr - радиальная сила, Н

Fr = 5095,4 · 0,364/cos8,55 =1875,6

Fa = Ft·tgв,

где: Fa ?осевая сила, Н

Fa = 5095,4· tg8,55 = 766,1

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

;

;

где: уF2 - расчётное напряжение изгиба в зубьях колёс, МПа;

уF1 ? расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни, МПа;

[у]F - допускаемые напряжения изгиба, МПа

K - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K - коэффициент неравномерности нагрузки по длине;

KFV - коэффициент динамической нагрузки (зависти от окружной скорости колес и степени точности, vокр=2,74 м/с ( степень точности 8);

Yв - коэффициент учитывающий наклон зубьев;

YF1, YF2 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса

Yв=1?вє/140=0.94

zV=z/cos3в

zV1=36/cos38,55=37

zV2=142/cos38,55=147

YF1=3.72

YF2=3.6

Условие выполняется, т.е. зубья выдержат напряжения изгиба.

Проверка зубьев по контактным напряжениям

где: уH - расчётное контактное напряжение, МПа

K ? коэффициент концентрации нагрузки,

KHV ? коэффициент динамической нагрузки,

Условие выполняется т.е. передачи по условию контактной прочности являются работоспособными.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [к]=20 МПа:

;

Примем по муфту d1=45 мм.

=1,0*d1=45мм

Параметры под подшипник

d2=d1+2*t=45+2*2,8=50,2 мм

Принимаем d2= 50 мм

Ведомый вал.

;

мм

Примем d1=56 мм.

=1,0*d1=56мм

Параметры под подшипник

d2=d1+2*t=56+2*3=62 мм

Принимаем d2= 65 мм

=1,25*d2=1,25*65=82 мм

Параметры под колесо

d3=d2+3,2*r=65+3,2*3=74,6 мм

Принимаем d3=75 мм
4. Расчет цепной передачи

4.1 Проектный шаг цепи

T1=324,65 Hм - момент на быстроходном валу,

z1=29 - 2u=24 - число зубьев на ведущей звездочке, v=1 - число рядов цепи, [Pc]=35МПа - допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей.

Kэ= Kд* Kи *Kc *Kрег *Kр - коэффициент эксплуатации,

Kэ=1*1*1,5*0,8*1=1,2

Kд=1 - коэффициент динамичности нагрузки.

Kи = 1 - коэффициент, учитывающий наклон к линии горизонта

Kс= 1,5 - коэффициент, учитывающий условия смазки (периодическое)

Kрег=0,8 - коэффициент, учитывающий регулировку межосевого расстояния (нажимная звездочка)

Kр= - 1 коэффициент, учитывающий режим работы (односменная)

Стандартный шаг цепи p=3,81мм (при шаге 31,75 мм рц>[рц])

4.2 Число зубьев ведомой звездочки

z2=u*z1=67

Фактическое передаточное отношение не будет отличаться от проектного, так как числа зубьев не корректировались и не округлялись uф=u=2,79.

4.3 Проектное межосевое расстояние

Принимаем межосевое расстояние aw=1600мм

Тогда межосевое расстояние, выраженное в шагах

4.4 Число звеньев цепи

4.5 Длина цепи

4.6 Уточненное межосевое расстояние в шагах

Тогда фактическое межосевое расстояние

Чтобы цепь можно было одеть га звездочки реально межосевое расстояние делают меньше, поэтому монтажное межосевое расстояние

Окончательно принимаем ам=1609мм

Геометрические параметры передачи

Делительный диаметр ведущей звездочки

Делительный диаметр ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

,

где K1=0,7 - коэффициент высоты зуба.

- коэффициент числа зубьев

- геометрическая характеристика зацепления.

Параметры шарнира цепи

d1=11,1мм - диаметр ролика ширнира

De1=312,36мм

Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

,

где K2=0,7;

De2=677,4мм

Проверочный расчет

Допускаемое число оборотов в минуту

Быстроходный вал передачи имеет n1=182,5об/мин

Допустимое число ударов цепи

Расчетное число ударов цепи

Скорость цепи

Окружная сила

где P1 - мощность на ведущем валу.

Опорная площадь шарнира цепи

A=d1*b3=246,8мм2

Давление в шарнирах цепи

Допускаемое давление на шарнир цепи при скорости V=2,8м/с [p]=29МПа

Коэффициент запаса прочности

,

Fp=127000 H - разрушающая нагрузка цепи

Fо - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви.

Fо=Кf*q*a*g,

q=5,5 кг - масса одного килограмма цепи,

g=9,81 м/с2 - ускорение свободного падения,

Кf=6 - коэффициент провисания.

Fо=520,88 Н

Fv - натяжение цепи от центробежных сил.

Fv=q*v2= 43,12H

Тогда коэффициент запаса прочности S= 22,8. Минимально допустимый коэффициент запаса прочности [S]= 8,9

Так как выполняется условие S>[S], то передача работоспособна.

4.7 Сила давления цепи на вал

Fop=kв*Ft+2Fo,

kв=1,15 - коэффициент нагрузки вала

Fop= 6782,2 Н

5. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов а так же длины шпонок - по ГОСТ 23360 -78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см]=110190 МПа.

Для входного конца быстроходного вала , параметры шпонки 14*9*45, t1=5,5 мм, момент на валу T2=190,5 Н*м.

Для выходного конца тихоходного вала параметры шпонки 16*10*55 t1=6 мм, момент на валу T4=731,7 Н*м.

Для тихоходного вала параметры шпонки под зубчатое колесо 20*12*70, t1=7,5 мм.

6. Выбор подшипников и схема их установки

6.1 Быстроходный вал

Выбираем шариковые радиально-упорные подшипники, средней серии № 310 ГОСТ333-79, диаметр внутреннего кольца d = 50 мм. Схеме установки показана на рисунке 1.

6.1 Тихоходный вал

Выбираем шариковые радиально-упорные подшипники, средней серии № 313 ГОСТ333-79, диаметр внутреннего кольца d = 65 мм. Схеме установки показана на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема установки подшипников

7. Расчет валов редуктора

привод зубчатый передача подшипник

Реакции в плоскости zoy:

; ;

;

Реакции в плоскости xoz:

;

;

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОХ

.

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОУ

.

Суммарный изгибающий момент

Реакции в опорах

Тихоходный вал.

Реакции в плоскости zoy:

Реакции в плоскости zoy:

;;

;

Реакции в плоскости xoz:

Fор = 6782,2Н

;

;

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОХ

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОУ

Суммарный изгибающий момент

Реакции в опорах

8. Расчет подшипников

8.1 Быстроходный вал

Подбираем подшипники качения для ведущего вала : шариковый радиально упорный, средней серии ГОСТ831-75 №310 Сr = 61800 Н, Сrо = 36000Н. Х=0,56

Рассчитываем наиболее нагруженную опору А

Радиальная нагрузка ;

Fa=766,1 Н осевая нагрузка;

- Определяем отношение:

- Определяем отношение:

По таблице определяем: е = 0,20; Y = 2,15

RE= V*RА *Kбт=1*4098,3*1*1,3= 5327,79Н

где

V - коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо V=1

КБ - коэффициент безопасности. КБ =1,3

КТ - температурный коэффициент. КТ =1,0

Динамическая грузоподъемность

< Сr - подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

7.2 Тихоходный вал

Подбираем подшипники качения для ведущего вала : шариковый радиально упорный ГОСТ831-75 №313 Сr = 92300 Н, Сrо = 56000Н. Х=0,56

Рассчитываем наиболее нагруженную опору В

Радиальная нагрузка ;

Fa=766,1 Н осевая нагрузка;

- Определяем отношение:

- Определяем отношение:

По таблице определяем: е = 0,19; Y = 2,3

RE=V*RB *Kбт=1*10014,3*1*1,3 = 13018,59Н

V - коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо V=1

КБ - коэффициент безопасности. КБ =1,3

КТ - температурный коэффициент. КТ =1,0

Динамическая грузоподъемность

< Сr - подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

8. Проверочный расчет валов

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях валов, и проводим сравнение их с допустимыми.

Допускаемое значение коэффициента запаса прочности [S]=1,3…2,1

- Вал-шестерня - сечение 3

Крутящий момент Мк=190,5 Нм, момент сопротивления найден при проверке на статическую прочность.

Осевой момент сопротивления равен:

W=0,1*= 0,1 * 0,07283 = 0,000038м3

Полярный момент сопротивления равен:

=0,2*= 0,2 * 0,07283 = 0,00076м3

Материал вала - сталь 40Х (у??=420МПа, ф-1=250МПа).

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба .

где W - момент сопротивления,м3;

М - результирующий изгибающий момент, Н*м.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла, фa равна половине расчетных напряжений кручения фк.

где Мк - крутящий момент, Н*м;

Wk - полярный момент сопротивления, м3.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

;

где Куф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

KF - коэффициент влияния шероховатости;

Кv - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов . Так как шероховатость вала Ra=1,6мкм, то КF=1,1. Так как термообработка не предусмотрена, то КV=1

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

;

где у-1-1 - пределы текучести гладких образцов.

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

где уaa - амплитуда напряжений цикла

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

,

где Sу - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

Sф - коэффициент запаса по касательным напряжениям.

Усталостная прочность удовлетворительная.

- Вал тихоходный - сечение 3

Крутящий момент Мк=731,7 Нм, момент сопротивления найден при проверке на статическую прочность.

Осевой момент сопротивления равен:

W=0,1*= 0,1 * 0,0653 = 0,000027м3

Полярный момент сопротивления равен:

=0,2*= 0,2 * 0,0653 = 0,000054м3

Материал вала - сталь 45 (у-1=335МПа, ф-1=198МПа)

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба .

где W - момент сопротивления,м3;

М - результирующий изгибающий момент, Н*м.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла, фa равна половине расчетных напряжений кручения фк.

где Мк - крутящий момент, Н*м;

Wk - полярный момент сопротивления, м3.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

;

где Ку Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

KF - коэффициент влияния шероховатости;

Кv - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов . Так как шероховатость вала Ra=1,6мкм, то КF=1,1. Так как термообработка не предусмотрена, то КV=1

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

;

где у-1-1 - пределы текучести гладких образцов.

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

где уaa - амплитуда напряжений цикла

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

,

где Sу - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

Sф - коэффициент запаса по касательным напряжениям.

Усталостная прочность удовлетворительная.

9. Выбор муфты

Расчетный момент:

где Кр - коэффициент режима нагрузки;

Т1 - вращающий момент на валу редуктора, Нм;

Т - номинальный вращающий момент, Нм.

Кр = 2;

Выбираем упругую муфту со звездочкой 400-45-1-48-2-У3 ГОСТ 14084-76

10. Смазывание зубчатого зацепления

Так как окружная скорость зубчатого колеса равна vs = 2,74 м/с выбираем масло И-Г-А-46. Кинематическая вязкость при 40оС 41…51 мм2/с. Объем масла определяем исходя из объема масленой ванны, он равен 2 литра.

Список использованной литературы

1. Энергетический и кинематический расчеты приводов /Сост. В.Ф. Иваненко, Е.М. Лямкина.- Комсомольск-на-Амуре: Комсомольский-на-Амуре политехн. Ин-т, 1991. - 22с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.Н. Чершин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416с.: ил.

3. Справочник техника-конструктора. Изд. 3-е, перераб. и доп. Самохвалов Я. А., Левицкий М. Я., Григораш В. Д. Киев, «Техника», 1978. 592с.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416с., ил.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014

  • Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.

    курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014

  • Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы.

    курсовая работа [435,4 K], добавлен 27.02.2009

  • Выбор двигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет конической и цилиндрической зубчатой передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора и проверка прочности шпоночных соединений. Смазка редуктора.

    курсовая работа [2,7 M], добавлен 28.07.2013

  • Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.

    курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010

  • Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Подбор муфты для привода. Расчет закрытой червячной передачи. Предварительный расчёт валов. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадка деталей редуктора. Выбор сорта масла и сборка редуктора.

    курсовая работа [333,9 K], добавлен 26.09.2014

  • Кинематический силовой расчет привода, валов и корпуса редуктора, конструирование червячного колеса. Определение силы в зацеплении. Проверка долговечности подшипника и прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [742,9 K], добавлен 16.03.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.