Проектирование привода к лебедке

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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=10 000 * 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=3,81 мм (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=312,36 мм

Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

,

где K2=0,7;

De2=677,4 мм

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=246,8 мм2

Давление в шарнирах цепи

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

Коэффициент запаса прочности

,

Fp=127 000 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 23 360– —78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см]=110 190 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 ГОСТ 333–79, диаметр внутреннего кольца d = 50 мм. Схеме установки показана на рисунке 1.

6.1 Тихоходный вал

Выбираем шариковые радиально-упорные подшипники, средней серии № 313 ГОСТ 333–79, 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 ГОСТ 831–75 № 310 Сr = 61 800 Н, Сrо = 36 000Н. 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 ГОСТ 831–75 № 313 Сr = 92 300 Н, Сrо = 56 000Н. 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*10 014,3*1*1,3 = 13 018,59Н

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 = 0,38 м3

Полярный момент сопротивления равен:

=0,2*= 0,2 * 0,07283 = 0,76 м3

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 = 0,27 м3

Полярный момент сопротивления равен:

=0,2*= 0,2 * 0,0653 = 0,54 м3

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 14 084–76

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.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой