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.
b2 =ша*аw
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
KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KFв - 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
KHв ? 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 *Kб*Кт=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 *Kб*Кт=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 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,ф-1 - пределы текучести гладких образцов.
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
,
где уa,фa - 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,ф-1 - пределы текучести гладких образцов.
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
,
где уa,фa - 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 20.12.2014Выбор 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 25.02.2011Кинематический 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 06.10.2014Кинематический 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 04.06.2019Выбор 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 05.10.2014Расчет 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 27.02.2009Выбор 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 28.07.2013Кинематический 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 01.09.2010Конструктивные 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 26.09.2014Кинематический 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