Расчет привода электрической лебедки
Проект привода электрической лебедки, включающей в себя электродвигатель, червячный редуктор, клиноременную передачу. Кинематические и силовые характеристики редуктора, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность. Корпус и система смазки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 13.05.2013 |
| Размер файла | 2,1 M |
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/
Содержание
- Введение
- Глава 1. Кинематический расчет привода
- 1.1 Подбор электродвигателя
- 1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода
- 1.3 Расчет частот вращения валов привода
- Глава 2. Эскизное проектирование зубчатой передачи
- 2.1 Проектирование зубчатой передачи
- 2.2 Проектный расчет валов
- 2.3 Предварительный выбор подшипников качения
- 2.4 Расчет зазоров между внутренними элементами
- Глава 3. Проектирование открытой передачи
- 3.1 Проектный расчет
- Глава 4. Подбор соединительной муфты
- Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора
- 5.1 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр
- 5.2 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для быстроходного вала
- 5.3 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для тихоходного вала
- 6. Проверка прочности шпоночных соединений
- 7. Проектирование корпуса и системы смазки редуктора
- 8. Расчет приводного вала
- Заключение
- Список использованной литературы
Введение
Выполнение курсового проекта по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивление материалов, деталей машин, технологии металлов, черчения, метрологии.
Тематика курсового проектирования имеет вид комплексной инженерной задачи, включающей кинематические и силовые расчёты, выбор материалов и расчёты на прочность, вопросы конструирования и выполнение конструкторской документации в виде габаритных, сборочных и рабочих чертежей, а также составление спецификации.
Этим требованиям отвечают такие объекты проектирования, как приводы машин и механизмов технологического, испытательного и транспортирующего оборудования. В такие приводы входят редукторы общего назначения, на конструировании которых возможно закрепление большинства тем курса деталей машин.
При конструировании задача состоит в создании машин, отвечающих потребностям производства, дающих наибольший экономический эффект и обладающими высокими технико-экономическими характеристиками.
Глава 1. Кинематический расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя
Определяем требуемую мощность:
Ррм= = 1,5 • 1,1 = 1,65 кВт.
Где:
Ft - окружная сила на шнеке, F =1,5 кН;
V - скорость вращения шнека, V = 1,1 м/с;
Определяем КПД привода:
= 0,8 • 0,96 • 0,9953 • 0,98 = 0,74
Где:
- КПД редуктора = 0,8;
- КПД открытой передачи = 0,96;
- КПД пары подшипников = 0,995;
- КПД муфты = 0,98.
Находим требуемую мощность двигателя:
2,2 кВт.
Выбираем двигатель
4АМ90L4УЗ, Номинальная частота 1425 об/мин. Мощность 2,2 кВт.
Определяем частоту вращения рабочей машины:
nрм =47 об/мин.
Где: D - диаметр шнека= 450 мм.
Выбираем оптимальные передаточные числа открытой и закрытой передачи:
uпр = , uпр = uзп • uоп.
uзп = 15, uоп= 2.
1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода
Крутящий момент на валу рабочей машины:
Трм = = 337,5 Н•м.
Крутящий момент на тихоходном валу редуктора:
Т2 = = = 346,1 Н•м.
Крутящий момент на быстроходном валу редуктора:
Т1 = = = 28,99 Н•м.
Крутящий момент на валу двигателя:
Тдв = = 15 Н•м.
1.3 Расчет частот вращения валов привода
Частота вращения на валу двигателя:
nдв =1425 об/мин.
Частота вращения на быстроходном валу:
n1 = == 712,5 об/мин.
Частота вращения на тихоходном валу:
n2 = == 47,5 об/мин.
Частота вращения на валу рабочей машины:
n2 = nрм = 47 об/мин.
привод электрическая лебедка редуктор
Глава 2. Эскизное проектирование зубчатой передачи
2.1 Проектирование зубчатой передачи
Срок службы приводного устройства:
=16352 ч.
Где - срок службы привода = 7 лет.
Вычтем время простоя агрегата, примерно 15%.
=13899,2 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем 14 • 103 ч.
Подберем материал для изготовления каждой детали:
Червяк: Сталь - 4OXH, Обработка - улучшение, HBср = 285,5.
Червячное колесо:
Определяем скорость скольжения:
=2,25.
Где: - угловая скорость на тихоходном валу = 4,97 1/с,
Скорость скольжения больше 2, Выбираем материал БрА9Ж3Л, способ отливки - в землю, Н/мм2,Н/мм2.
Определяем допускаемые контактные напряжения :
= 193,75 Н/мм2.
Определяем допускаемые изгибные напряжения :
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
;
Где - N = = 4 • 106 - наработка.
Принимаем N = 106
= 1;
= 82,75 Н/мм2.
Расчет закрытой червячной зубчатой передачи.
Межосевое расстояние:
= 128 мм. Принимаем 140 мм.
Число витков червяка принимаем z1 = 2.
Число зубьев червячного колеса:
z2 = z 1 • uзп = 2 • 15 = 30.
Определяем модуль зацепления:
m = = 7, Принимаем - m = 7.
Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:
= 7,5, Принимаем q = 10.
Определяем коэффициент смещения инструмента:
= 0.
Фактическое передаточное число:
= 15, отклонения от заданного нет.
Фактическое межосевое расстояние:
= 140 мм.
Основные геометрические размеры передачи:
Червяк.
Делительный диаметр: = 70 мм,
Начальный диаметр: = 70 мм,
Диаметр вершин витков: = 84 мм,
Диаметр впадин витков: = 53,2 мм,
Делительный угол подъема линии витков: 11°,
Длина нарезаемой части червяка: ,
Где: = - 16,3,= 67,7, округляем до стандартного значения b1 = 70 мм.
Основные размеры венца червячного колеса:
Делительный диаметр: = 210 мм,
Диаметр вершин зубьев: = 224 мм,
Наибольший диаметр колеса: ; ; мм,
Диаметр впадин зубьев: = 193,2 мм,
Ширина венца: = 46,9, округляем до 47 мм.
Радиусы закруглений зубьев: = 28 мм, = 43,4 мм
Проверочный расчет:
КПД червячной передачи
;
угол трения, определяем в зависимости от фактической скорости скольжения:
=2,66 м/с, ,
= 0,83
Проверка контактных напряжений зубьев колеса:
;
Окружная сила на колесе - Ft2== 3496,2 Н,
К - коэффициент нагрузки, принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:
= 0,52, принимаем К=1, так как скорость меньше 3.
165,81 Н/мм2, следовательно, условие выполняется (недогрузка 14%).
Проверка напряжения изгиба зубьев колес:
;
УF2 - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
= 33,8.
Выбираем УF2 = 1,69,=12,4 Н/мм2, следовательно, условие выполняется.
2.2 Проектный расчет валов
Основные геометрические параметры вала червячного колеса:
Под полумуфту
44,22 мм. Округляем до 50 мм.
мм.
Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
= 55,6 мм. Округляем до 60 мм.
= 75 мм.
Под колесо:
= 69,6 мм. Округляем до 70 мм.
Длина определяется графически.
Под подшипник:
, = 24+19 = 43 мм. Округляем до 45 мм.
Основные геометрические параметры вала червяка:
Под элемент открытой передачи
24,38 мм. Округляем до 25 мм.
мм.
Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
= 29,4 мм. Округляем до 30 мм.
= 60 мм.
Под червяк:
= 36,4 мм.
Длина определяется графически.
Подшипник:
, = 29+23 = 52 мм. Округляем до 60 мм.
Вал выполнен заодно с червяком.
Диаметр и длина ступицы колеса:
,
.
2.3 Предварительный выбор подшипников качения
Тихоходный вал - Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7212, Легкая серия, Враспор
d=60 мм, D=85 мм, Т=17 мм, с=19 мм, Cr=72,2 кН,
Быстроходный вал - Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7606, Средняя широкая серия, Враспор
d=30 мм, D=72 мм, Т=29мм, с=23 мм, Cr=63 кН,
2.4 Расчет зазоров между внутренними элементами
Отступы для корпуса:
,
, .
Глава 3. Проектирование открытой передачи
3.1 Проектный расчет
Определяем диаметр ведущего шкива (Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин, стр.80, таблица 5.1),
140 мм,
где - толщина ремня,
Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:
мм,
Где - коэффициент скольжения. Значение округляем до 280 мм.
Определяем фактическое передаточное число:
= 2.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
, .
Определяем расчетную длину ремня l, мм:
мм.
Округляем до 2000 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
666,625 мм.
Округляем до 670 мм.
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
168.
Определяем скорость ремня:
;
Скорость ремня меньше допускаемой: 10,44 < 25 м/с, следовательно условие выполняется. Определяем частоту пробегов ремня:
5,22 c-1.
Определяем окружную силу, передаваемую ремнем:
= 210,7 H.
Определяем удельную окружную силу:
;
Где - допускаемая приведенная удельная окружная сила = 2,32 Н/мм2,= 0,9 - Коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы,
= 0,94 - Коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве,
= 1 - Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы,
= 1,2 - Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива,
= 0,85 - Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями плоского ремня,
- Коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту,
;
Определяем ширину ремня:
=41,8 мм, округляем до 40 мм.
Определяем площадь поперечного сечения ремня:
= 112 мм.
Определяем силу предварительного натяжения ремня:
224 H,
где - предварительное напряжение Н/мм2.
Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:
= 329,35 H,
= 118,65 H.
Определяем силу давления ремней на вал;
=445,5 H.
Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие на вал:
Fопв= Fв sinи = 445,5 sin60° = 386 H.
Fопг = Fвcosи = 445,5cos60° = 223H.
Проверить прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
,
= 2,94 Н/мм2 - напряжение растяжения.
= 2 Н/мм2 - напряжения изгиба.
=0,013 Н/мм2 - напряжения от центробежных сил.
=8 Н/мм2 - допускаемое напряжение растяжения
= 4,953 Н/мм2 <
Глава 4. Подбор соединительной муфты
Муфта цепная.
Полумуфты изготовляют из стали 45 (ГОСТ 1050-88). Диаметр концевого участка тихоходного вала под полумуфту 50 мм.
Расчетный момент должен быть в пределах номинального:
Tp=KpT2 ? T;
Где, Kp - коэффициент режима нагрузки, для шнека = 2.
T2 - момент на тихоходном валу редуктора = 230,7 Н•м.
Tp=2•230,7 = 461,4 Н•м.
Выбираем муфту по ГОСТ 20742-81, с номинальным моментом 500 Н•м. Основные размеры:
lотв =82 мм, lм = 222 мм, D = 200 мм, число зубьев - 14
Рис.1 - Цепная муфта
Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора
5.1 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр
Определяем силы, необходимые для расчета валов.
Силы в зацеплении закрытой передачи:
Окружная:
Червяк: Ft1== 829 Н,
Колесо: Ft2== 3295 Н,
Радиальная:
Колесо: Fr2= Ft2 tg (б) =3295•tg (20) =1199 Н,
Червяк: Fr1= Fr2 = 1199 Н,
Осевая:
Колесо: Fa2= Ft1=829 Н,
Червяк: Fa1= Ft2 = 3295 Н.
Консольные силы:
Плоскоременная передача (радиальная):
=445,5 H.
Муфта (радиальная) на тихоходном валу:
4650 Н.
Рис. 1 - Схема нагружения валов червячного редуктора
5.2 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для быстроходного вала
Рис. 2 - Схема нагружения вала червяка.
Силы действующие на червячный вал:
Fa1 = 3295 H; Fr1 =1199 H; Ft1 =829 H; Fопв= 386 H; Fопг = 223 H.
Длины участков:
,
Горизонтальная плоскость:
mA = 105Ft1 - 210Bx + 282Fопг = 0;
Вх = (829105 + 282•223) /210 = 706 Н;
УmB = - 105Ft1 + 72Fопг + 210Ax = 0;
Ах = (105•829 - 223•72) /210 = 346 Н;
Проверка УХ = 0; Ax - Ft1 + Bx - Fопг = 346-829 + 706 - 223= 0.
Изгибающие моменты
Мх2 = 3460,105 = 36 Нм; Мх3 = - 2230,072 = - 16 Нм.
Вертикальная плоскость:
mA = - 105Fr1 - 210By + Fa1d1/2 + 275Fопв= 0;
Вy = (-1199105 + 329570/2 + 275386) /210 = 455 Н;
УmB = 105Fr1 + Fa1d1/2 - 210AY + 65Fопв = 0;
АY = (105•1199 + 329570/2 + 65386) /210 =1268 Н;
Проверка УY = 0; AY - Fr1 + BY + Fопв = - 1268 + 1199+455-386 = 0.
Изгибающие моменты:
Мy2 = - 12680,105 = - 133 Нм
Мy2 = 4550,105 - 0,170386= - 18 Нм
Мy3 = - 3860,065= - 25 Нм
Крутящий момент:
Mz== 29 Нм
Изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
M2 = = = 138 Нм.
Суммарные реакции опор:
Ra = = = 1314 H,
Rb = = = 840 H.
Проверка подшипников на быстроходном валу:
Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7606, Средняя широкая серия, Враспор
Cr=63 кН,
Реакции в подшипниках: R1 =1314 H, R2 = 840 H.
Lh = 14000 ч.
Расчетная динамическая грузоподъемность:
;
Где - коэффициент надежности.
- Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала,
- эквивалентная нагрузка, для ее определения необходимы:
Х = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки;
Y = 1,882 - Коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 - Коэффициент вращения;
e = 0,319 - Коэффициент влияния осевого нагружения;
Rr1 = R1, Rr2 = R2 - радиальная нагрузка;
Rs1 = 0,83eRr1 = = 348 Н - осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника;
Rs2 = 0,83eRr2 = = 222 Н;
Rа1 = Rs1 - Осевая нагрузка подшипника;
Rа2 = Ra1 + Fa =348 + 3295 = 3643 Н.
Kб = 1 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Первый подшипник (Rа)
= 0,26 < e = 0,319, следовательно:
;
Второй подшипник (Rb)
= 4,7 > e = 0,34, следовательно:
;
Грузоподъемность рассчитаем по наиболее нагруженному подшипнику:
= 55215 Н < Cr = 63000 Н.
Условие выполняется.
Расчетная долговечность подшипника.
= > [L] =14000 ч.
Определение коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.
Основное условие расчета - определяемый коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала должен быть больше допускаемого:
S > 2;
Данные для расчета: Материал червяка - сталь 40ХН.
ув = 920 Н/мм2, уф = 750 Н/мм2, у-1 = 420 Н/мм2;
Осевой момент сопротивления сечения вала:
Wнетто = = 4,6 • 103 мм3;
Где - диаметр ступени вала под червяк.
Полярный момент инерции:
Wснетто == 9,3 • 103 мм3;
Амплитуда нормальных напряжений:
= 30 Н/мм2,
Где M2 = 138 Нм - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Амплитуда касательных напряжений:
= 1,6 Н/мм2,
Где Mк = 29 Нм - Крутящий момент.
Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:
;
,
Где
= 1,8 и = 1,55 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),
= 0,81 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),
- коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),
;
,
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
=189,2 Н/мм2,
Где = 420 Н/мм2 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,
=127,7 Н/мм2,
Где = 0,58 = 244 Н/мм2 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
= 6,3 Н/мм2, = 79,8 Н/мм2;
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
= =6,5 > 2, условие выполняется.
5.3 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для тихоходного вала
Рис.3 - Схема нагружения тихоходного вала.
Силы действующие на тихоходный вал:
Ft2 = 3295 H; Fr2 =1199 H; Fa2 =829 H.
Fм=4650 Н.
Длины участков:
,
Горизонтальная плоскость:
mС = 244Fм - 144Dx - 72Ft2 = 0;
Dх = (244•4650 - 72•3295) /144 = 6232 Н;
УmD = 100Fм - 144Сx + 72Ft = 0;
Сx = (100•4650 + 72•3295) /144 = 4877 H.
Проверка УХ = 0; - Fм - Сх + Ft + Dx = 4650 + 4877 - 3295 - 6232 = 0.
Изгибающие моменты:
Мх2 = - 48770,072= - 351 Нм;
Мх3 = - 46500,1 = - 465 Нм.
Вертикальная плоскость:
mC = - 72Fr2 + Dy144 - Fa2d2/2 = 0;
Dy= (72•1199 + 829210/2) /144 = 1204 Н;
mD = 72Fr2 + Cy102 - Fa2d2/2 = 0;
CY = ( - 72•1199 + 829•210/2) /144 = 5 H.
Проверка УY = 0; Сy - Fr2 + Dy = 5 - 1204+ 1199 = 0.
Изгибающие моменты:
Мy2 = - 5•0,072 = - 0,4 Нм;
Мy2 = 1204•0,072 = 87 Нм;
Крутящий момент:
Mz== 346 Нм;
Суммарные реакции опор:
Rc = = =4877 H,
Rd = = = 6347 H.
Изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
M3 = 465 Нм.
M2 = = = 362 Нм.
Проверка подшипников на тихоходном валу:
Тихоходный вал - Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87, 7212, Легкая серия, Враспор
Cr=72,2 кН
Реакции в подшипниках: R1 =4877 H, R2 = 6347 H.
Lh = 14000 ч.
Расчетная динамическая грузоподъемность:
;
Где
- коэффициент надежности.
- Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала,
- эквивалентная нагрузка, для ее определения необходимы:
Х = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки;
Y = 1,71 - Коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 - Коэффициент вращения;
e = 0,35 - Коэффициент влияния осевого нагружения;
Rr1 = R1, Rr2 = R2 - радиальная нагрузка;
Rs1 = 0,83eRr1 = = 1417 Н - осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника;
Rs2 = 0,83eRr2 = = 1844 Н;
Rа1 = Rs1 - Осевая нагрузка подшипника;
Rа2 = Ra1 + Fa = 1417+ 829 =2246 Н.
Kб = 1 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Первый подшипник (Rc)
= 0,29 < e = 0,35, следовательно:
;
Второй подшипник (Rd)
= 0,353 > e = 0,35, следовательно:
;
Грузоподъемность рассчитаем по наиболее нагруженному подшипнику:
=21180 Н < Cr=72200 Н.
Условие выполняется.
Расчетная долговечность подшипника.
= > [L] =14000 ч.
Определение коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.
Сечение под червячное колесо.
Основное условие расчета - определяемый коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала должен быть больше допускаемого:
S > 2;
Данные для расчета:
Материал вала - сталь 40ХН,
ув = 800 Н/мм2, уф = 630 Н/мм2, у-1 = 380 Н/мм2;
Осевой момент сопротивления сечения вала:
Wнетто = = 34,2 • 103 мм3;
Где - диаметр ступени вала под червячное колесо,
t1 = 7,5 - глубина паза;
b = 20 - ширина шпонки.
Полярный момент инерции:
Wснетто = = 67,8 • 103 мм3;
Амплитуда нормальных напряжений:
= 10,6 Н/мм2,
Где M = 362 Нм - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Амплитуда касательных напряжений:
= 2,5 Н/мм2,
Где Mк = 346 Нм - Крутящий момент.
Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:
;
,
Где
= 1,63 и = 1,85 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),
= 0,76 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),,
- коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),,
;
,
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
=176,7 Н/мм2,
Где = 380 Н/мм2 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,
=118,9 Н/мм2,
Где = 0,58 = 220 Н/мм2 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
= 16,7 Н/мм2, = 47,6 Н/мм2;
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
= =17,3 > 2, условие выполняется.
Сечение под подшипниками:
Осевой момент сопротивления сечения вала:
Wнетто = = 21,6 • 103 мм3;
Где - диаметр ступени вала под подшипники.
Полярный момент инерции:
Wснетто ==43,2 • 103 мм3;
Амплитуда нормальных напряжений:
= 21,5 Н/мм2,
Где M = 465 Нм - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Амплитуда касательных напряжений:
= 4 Н/мм2,
Где Mк = 346 Нм - Крутящий момент.
Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:
;
,
Где = 1,75 и = 1,5 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),
= 0,78 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),
- коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),
;
,
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
= 170 Н/мм2,
Где = 380 Н/мм2 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,
=115 Н/мм2,
Где = 0,58 = 220 Н/мм2 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
= 7,9 Н/мм2, = 29 Н/мм2;
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
= =7,6 > 2, условие выполняется.
6. Проверка прочности шпоночных соединений
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h - высота шпонки; t1 - глубина паза;
l - длина шпонки;
b - ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч25.
Материал - чугун, допускаемое напряжение смятия [у] см = 50 МПа.
усм = 2·15·103/25• (7-4) • (25-8) = 23,5 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 20Ч12Ч80. Материал - чугун, допускаемое напряжение смятия [у] см = 50 МПа.
усм = 2·346·103/70• (12-7,5) • (80-20) = 36,6 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 16Ч10Ч60. Материал - сталь 45, допускаемое напряжение смятия [у] см = 150 МПа.
усм = 2·337·103/50• (10-6) • (60-16) = 76,6 МПа
Во всех случаях условие усм < [у] см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
7. Проектирование корпуса и системы смазки редуктора
Корпус:
Толщину корпуса принимаем равной 8 мм.
Корпус типовой.
Тепловой расчет редуктора
Температура масла в корпусе редуктора:
= 95 С,
где tв = 18 С - температура окружающего воздуха;
Kt = 17 Вт/м2К - коэффициент теплопередачи;
А = 0,43 м2 - площадь поверхности охлаждения.
tм = 18 + 2,1103 (1 - 0,83) /170,43 = 67 С.
Условие tм < [tм] выполняется.
Смазка червячного зацепления:
Объем масляной ванны
V = (0,50,8) P = (0,5 0,8) 2,2 1,1 л
Выбираем масло индустриальное И-Т-Д-220.
Система смазки - картерная.
8. Расчет приводного вала
Расчет диаметра вала производится в зависимости от крутящего момента по формуле .
В данном случае крутящий момент приводного вала равен 337,5 Нм.
Диаметр вала равняется 35 мм. Длина участков вала выбирается с учетом компоновочной схемы, в том числе размеров подшипников, манжет, крышек подшипников и других деталей.
Заключение
При выполнении проекта производился расчет привода электрической лебедки, включающей в себя электродвигатель, червячный редуктор и клиноременную передачу.
Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность.
Список использованной литературы
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.
2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Курсовое проектировании деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.
4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 1990.
5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002.
6. Альбом деталей машин.
7. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Проект привода электрической лебедки. Кинематический расчет редуктора с рациональными показателями массы, размеров и себестоимости; требования по безотказной работе и ресурсу. Подбор двигателя и муфты; расчет подшипников, валов; разработка конструкции.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 29.06.2012Выбор материала для червячных передач. Расчет закрытой червячной передачи и открытой клиноременной передачи. Нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников. Расчет технического уровня редуктора.
курсовая работа [3,5 M], добавлен 28.05.2012Проектирование привода электрической лебедки. Кинематический расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет червячной передачи редуктора. Выбор муфт, определение размеров основных элементов сварной рамы электромеханического привода.
курсовая работа [365,0 K], добавлен 04.05.2014Проект двухступенчатого цилиндрического редуктора как составной части привода тяговой лебедки для транспортирования ЛА по стартовой площадке. Расчет параметров основных узлов механизма; конструктивная разработка деталей корпуса изделия; подбор крепежа.
курсовая работа [767,7 K], добавлен 04.06.2011Выбор электродвигателя и определение расчётных параметров привода. Кинематические и силовые параметры. Расчет редуктора. Материал для зубчатых колес. Числа циклов перемены напряжения. Предварительный расчет валов и подбор подшипников. Смазка редуктора.
курсовая работа [969,6 K], добавлен 16.09.2017Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников тихоходного вала. Оценка прочности шпоночных соединений. Конструирование элементов корпуса редуктора. Расчет червячной передачи, валов редуктора и крутящих моментов на них.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.06.2010Проектирование привода и редуктора. Передаточное отношение привода, выбор электродвигателя. Оптимальный вариант компоновки редуктора. Обработка результатов расчета на ПЭВМ. Геометрический расчет передач редуктора. Оценка условий и выбор способа смазки.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 18.10.2011Разработка редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу. Проектирование редуктора для привода машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
курсовая работа [157,4 K], добавлен 09.12.2008Кинематический и силовой расчёт привода барабана лебедки. Выбор электродвигателя. Передаточные отношения привода и отдельных передач. Частоты вращения, угловые скорости и мощности. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
курсовая работа [332,0 K], добавлен 18.02.2012Определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода. Силовые и кинематические параметры привода, расчет клиноременной и закрытой косозубой цилиндрической передач. Расчет валов и подшипников, конструирование корпуса редуктора.
курсовая работа [209,0 K], добавлен 17.12.2013
