Энергетический, кинематический и силовой расчет привода

Курсовой проект.

по дисциплине: “Детали машин”

тема: “Проектирование привода к лебедке ”

 

Выполнил студент гр.Б06-721-1зт Акмалов А.Р.

 

 

Проверил Урбанович В.С.

 

Сарапул 2017г.

Содержание

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Техническое задание 4

 

1. Энергетический, кинематический и

силовой расчет привода 5

 

2. Расчет передач редуктора 7

 

3. Предварительный расчет валов 16

 

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса 17

 

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 17

 

6. Первый этап компоновки редуктора 19

 

7. Уточненный расчет валов и проверка подшипников 20

 

8. Второй этап компоновки редуктора 30

 

9. Проверка прочности шпонок 31

 

10. Выбор муфты 31

 

11. Выбор посадок деталей редуктора 32

 

12. Расчет плиты. Тепловой расчет, охлаждение и

смазка передачи 32

 

13. Сборка редуктора 33

 

Список используемой литературы 35

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Редуктор – механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращательного момента. Цилиндрические редукторы комплектуется только цилиндрическими зубчатыми передачами и отличаются числом ступеней и положением валов. Тип зацепления, коэффициент ширины зубчатых колес, тип подшипников и т.п. не определяют тип редуктора и является лишь конструктивными особенностями.

Цилиндрические двухступенчатые редукторы обычно выполняют по развернутой, развернутой или соосной схеме с одним, двумя или тремя потоками мощности.

Редуктор с соосным расположением быстроходного и тихоходного валов применяется в тех случаях, когда оси валов двигателя и рабочей машины целесообразно расположить на одной линии.

 

Техническое задание

 

Схема редуктора

 

 

График нагрузки

 

Усилие на тросе, G=10кН

Скорость поднятия груза,V=0,5 м/с

Диаметр барабана, D=150мм

Коэффициент использования суточный, K_c=0,6

Коэффициент использования годовой, K_г=0,5

Время службы, t=4 года.

 

Энергетический, кинематический и силовой расчет привода

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:

H*м

Требуемая мощность электродвигателя:

Типа двигателя 4A132S4У3 (P=5,5кВт; n₁=1430 ).

После выбора n_дв определяем общее передаточное число привода:

 

Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

 

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора):

Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

 

Полученные результаты сводим в таблицу:

 

5,4		36,06	4,5	0,96
5,2	317,7	156,3	4,5	0,97
	70,6	676,3

 

 

Расчёт передач редуктора

 

2.1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.

 

2.1.1 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерни - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 350НВ. Для колеса - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 330НВ.

Базовое число циклов

N_GH = (HB)³≤12*10⁷

N_GH3 = (350)³ = 4.3*10⁷<12*10⁷

N_GH4 = (330)³ = 3.6*10⁷<12*10⁷

Эквивалентное число циклов

N_HG3=60*n*t*e_H

Где t – общий срок службы редуктора

t = 356*t_r*24*K_r* K_c = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)

e_H – коэффициент эквивалентности

e_H – [0.5+(0.2)³*0.5] =0.5

N_HE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*10⁷

N_HE4 =

Коэффициент долговечности:

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Допускаемые контактные напряжения

Где Z_R – коэффициент шероховатости

Z_R = 0.95 при R_a =2.5…1.25 мкм

Z_v – коэффициент окружной скорости

Z_v=1 при скорости до 5 м/с.

S_H – коэффициент запаса прочности 1,2

В качестве расчётного выбираем наименьшее

2.1.2. Выбор расчётных коэффициентов

К_Н – коэффициент нагрузки 1,3

- коэффициент ширины зубчатого колеса; 0,4

 

2.1.3.Определим межосевое расширение

К_а = 450 – числовой коэффициент

Принимаем a_w = 225(мм)

 

2.1.4. Выбираем нормальный модуль

m = (0.01…0.02)*a_w

m = (0.01…0.02)*225=2.25*4.5 м

Принимаем m = 4мм

 

2.1.5. Рассчитываем число зубьев

Z₄ = Z₃*U= 94.

Принимаем: Z₃ = 18 Z₄ = 94.

 

2.1.5. Основные размеры шестерни колеса.

Делительные диаметры:

d₃ = Z₃*m = 18*4 = 74мм

d₄ = Z₄*m = 94*4 = 376мм

Проверка

Диаметры выступов

d_a3 =d₃+2m= 72+2*4 = 80(мм)

d_a4 =376+2*4=384(мм)

Диаметры впадин

d_a3 =d₃+2m= 72+2*4 = 80(мм)

d_t3 = d₃ – 2.5*m = 72 – 2.5*4 = 64мм

Ширина колеса

b₄ =

Ширина шестерни

b₃ =

Определяем коэффициент ширины шестерни

 

Окружная скорость колеса

По данной скорости назначаем восьмую степень точности. Торцевая степень перекрытия

2.1.6. Проверка по контактным напряжениям Определим коэффициенты нагрузки

К_Н = K_HV*K_HB*K_Ha

К_F = K_FV*K_FB*K_Fa

где K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки

K_HV = 1,05 K_FV = 1,04

K_HB и K_FB – коэффициенты концентрации нагрузки

K_HB = 1,16 K_FB = 1

K_Ha и K_Fa – коэффициенты распределения нагрузки между зубьями

K_Ha = 1, K_Fa = 1,07

К_Н = 1,16*1,05*1 = 1,22.

К_F = 1,04*1*1,07 = 1,1.

 

2.1.7. Проверка по контактным напряжениям

где Z_E – коэффициент материала. Для стали Z_E=190

Z - коэффициент учёта суммарной длинны контактных линий

Z_H – коэффициент формы сопряжённых поверхностей, 2,5

F_t – окружное усилие

F_t =

 

2.1.8. Определим силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени Окружная сила:

 

Радиальная P_r = P*tg = 8019* tg20⁰ = 2919(H)

 

2.1.9. Проверка по усталостным напряжениям изгиба

 

а) Допускаемые напряжения изгиба

Проверка по этим напряжением предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t, u, как следствие, поломку зуба.

Y_R – коэффициент шероховатости переходной кривой, 1

Y_X – масштабный фактор

Y_X = 1,03-0,006*m = 1.03-0.006*4 1.

Y - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

Y = 1,082 – 0,172lg4 = 0,98

Y_A – коэффициент реверсивности нагрузки, 1

Y_N – коэффициент долговечности

Y_N =

N_FG = 4*10⁶ – базовое число циклов для стальных зубьев m – степень кривой усталости, 6

- эквивалентное число циклов шестерней

= 60*n₁*t*e_F

e_F – коэффициент эквивалентности, 0,5

= 60*317.7*10512*0,5=16,4*10⁷

=

S_F – коэффициент запаса прочности, 1,7

- предел запасливости зуба

= 1,75*350 = 612,5(МПа)

= 1,75*330 = 577,5(МПа)

б) Рабочее напряжение изгиба.

где Y_Fs – коэффициент формы зуба

Y_{Fs =} 3,47 ₊

Z_v – эквивалентное число зубьев

Z_v = Z

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, 1.

Действующий запас усталости изгибной прочности

S_FD3 = S_FD4 =

Значит этого коэффициента показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба, чем он выше, тем ниже вероятность поломки зуба.

 

в) проверка на контактную статическую прочность

- допускаемые статические контактные напряжении

=2,8

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоёв зубьев.

г) Проверка изгибной статической прочности

- допускаемые статические напряжения изгиба

Проверка по этим напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передаче.

 

 

2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора.

 

2.2.1 Выбор материала.

Примем для шестерни сталь 40Х, подверженную улучшению

В качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимаем:

[σ] =0.45*([σ] +[σ] )=0.45*(467+372)=378 МПа

Кроме того, должно соблюдаться соотношение:[σ] <[σ] <1.25*[σ] ;

372<378<465

 

2.2.2 Выбор расчетных коэффициентов

Коэффициент нагрузки

Для косозубых передач К берется меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки.

Коэффициент ширины зубчатого колеса

 

2.2.3 Проектный расчет передачи.

Определяем межосевое расстояние.

Так как редуктор соосный, то

Выбор нормального модуля.

Нормальный модуль m для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимаем несколько меньше, чем в тихоходной

Рассчитываем число зубьев.

где β-угол наклона зуба,

Тогда

Уточним угол наклона зубьев

Делительные диаметры

Проверка:

Диаметры выступов

Диаметры впадин

Расчетная ширина колеса

Ширина шестерни

Коэффициент ширины шестерни

Для косозубой передачи следует сделать проверку ширины по достаточности осевого перекрытия

Торцевая степень перекрытия

3.5 Окружная скорость

Назначаем 8 степень точности

 

2.2.4 Проверочные расчёты

Определим коэффициент нагрузки

и коэффициенты внутренней динамической нагрузки

=1,08 =1

и коэффициенты распределения нагрузки между зубьями

= = 1,09

 

2.2.5 Проверка по контактным напряжениям

коэффициент материала

коэффициент учёта длины контактных линий

коэффициент формы сопряженных поверхностей

()

=

Что типично для быстроходной ступени данного редуктора.

 

Определим силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

Осевая

 

Проверка по усталостным напряжениям изгиба

 

Допускаемые напряжения изгиба

- коэффициент шероховатости переходной кривой,

- масштабный фактор

- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

- коэффициент реверсивности нагрузки,

- коэффициент долговечности

- коэффициент запаса прочности

-предел выносливости зуба

2.2.6 Определяем рабочие напряжения изгиба

- коэффициент формы зуба

- эквивалентное число зубьев

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

- коэффициент угла наклона зуба

Определим действительный запас усталости изгибной прочности

 

2.2.7 Проверка на контактную статическую прочность

=1,3

-допускаемые статические контактные напряжения

2.2.8 Проверка изгибной статической прочности

- допускаемые статические напряжения изгиба

Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

 

Предварительный расчет валов

Крутящие моменты:

Ведущего H*м

Промежуточного H*м

Ведомого H*м

Диаметр ведущего вала редуктора должен быть согласован с диаметром вала

электродвигателя . Обычно принимают , где =38мм

Принимаем диаметр шеек под подшипники d=35мм, под ведущей шестерней d=40мм

У промежуточного вала ориентировочный диаметр подступичной части вала можно определить из выражения

Принимаем диаметр под шестерней , такой же диаметр выполним под зубчатым колесом =45мм, под подшипниками =40мм

Диаметр выходного конца ведомого вала:

Принимаем =65мм, диаметр под подшипниками =70мм, под колесом .

 

Проверка прочности шпонок

Выбираем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.

Напряжение сжатия и условие прочности.

; .

Ведущий вал:

d = 35 мм, b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм, l = 40 мм, M₁ = 36.06 Нм.

.

Прочность обеспечена.

 

Промежуточный вал:

d = 45 мм, b = 14 мм, h = 9 мм, t₁ = 5,5 мм, l = 40 мм, M₂ = 156.3 Нм.

.

Прочность обеспечена.

 

Ведомый вал.

d = 75 мм, b = 22 мм, h = 14 мм, t₁ = 9 мм, l = 85 мм, M₃ = 676.3 Нм.

.

d = 60 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t₁ = 7,5 мм, l = 100 мм, M₃ = 676.3 Нм.

.

Прочность обеспечена.

Выбор муфты

 

При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов. Для этого применяются различные муфты. Нередко от муфты требуется комплекс свойств. В этом случае муфты объединяют - такие муфты называют комбинированными. Для данного редуктора применяем муфту МУВП по ГОСТ 14084-93 и предохранительную со срезным штифтом.

Упругие муфты применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода.

Муфты с разрушающимся элементом отличает компактность и высокая точность срабатывания. Их применяют в тех случаях, когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно. В муфте устанавливаем один штифт, так как срабатывание точнее с одним штифтом, а не больше.

Чтобы штифт обеспечивал быструю срабатываемость, его изготовляем из стали 45 с закалкой.

Штифт должен срезаться под действием предельного момента

,

где d – диаметр штифта в опасном сечении;

R – радиус окружности, на которой расположены оси штифтов, 45 мм;

z – число штифтов, 2;

τ_B – предел прочности на срез, τ_В = 0,7σ_В = 0,7·600 = 420 МПа.

.

.

Таким образом, для того, чтобы муфта срабатывала (срезала штифт) мы должны взять один штифт с Ø3 мм и расположить его на радиусе R = 45 мм.

После округления диаметра штифта проверяем напряжение среза – оно должно равняться τ_В = 420 МПа.

МПа.

Условие выполняется.

 

Выбор посадки деталей

 

Посадки назначаем в соответствии с указанными, данными в таблице 8.11(стр.169[1]).

Посадки зубчатых колёс на валы по СТ СЭВ 144-75.

Выбрали посадку , так как она обеспечивает высокую прочность центрирования при небольших затратах при сборке.

 

Шестерни валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6.

Отклонения отверстия в корпусе под наружные кольца по Н7

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 8.11

Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, наличие с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°C.

- В промежуточный вал закладывают шпонку 14*9*45 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурты вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

- в ведомый вал закладывают шпонку 22-14-85 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурты вала. Затем устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы 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; затягиваю болты, крепящие крышку и корпус. После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклеивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список использованной литературы

 

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.

“Конструирование узлов и деталей машин: учеб. Пособие для тех. спец вузов – 7-е издание, испр. – М.: Высш. Шк., 2001-447с:ил.”

2. Методические указания, по выполнению курсового проекта по делам машин. Ижевск

3. Ряховский О.А., Иванов С.С.

“Справочник по муфтам” – Л.: Политехника, 1991.

4. Г.М. Изекович, В.А Киселёв, С.А Черновский

“Курсовое проектирование деталей машин” учебно – справочное пособие, изд.4-е, переработ. -М.: Машиностроение, 1984

5. Иванов М.Н. и Иванов В.Н

“Детали машин. Курсовое проектирование ” учебно – справочное пособие для машиностроительных вузов. М.: “Высшая школа”, 1975

6. Чернавский С.А, Снесарев и др.

Проектирование механических передач: учебно – справочное пособие -М.: Машиностроение, 1984

Курсовой проект.

по дисциплине: “Детали машин”

тема: “Проектирование привода к лебедке ”

 

Выполнил студент гр.Б06-721-1зт Акмалов А.Р.

 

 

Проверил Урбанович В.С.

 

Сарапул 2017г.

Содержание

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Техническое задание 4

 

1. Энергетический, кинематический и

силовой расчет привода 5

 

2. Расчет передач редуктора 7

 

3. Предварительный расчет валов 16

 

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса 17

 

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 17

 

6. Первый этап компоновки редуктора 19

 

7. Уточненный расчет валов и проверка подшипников 20

 

8. Второй этап компоновки редуктора 30

 

9. Проверка прочности шпонок 31

 

10. Выбор муфты 31

 

11. Выбор посадок деталей редуктора 32

 

12. Расчет плиты. Тепловой расчет, охлаждение и

смазка передачи 32

 

13. Сборка редуктора 33

 

Список используемой литературы 35

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Редуктор – механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращательного момента. Цилиндрические редукторы комплектуется только цилиндрическими зубчатыми передачами и отличаются числом ступеней и положением валов. Тип зацепления, коэффициент ширины зубчатых колес, тип подшипников и т.п. не определяют тип редуктора и является лишь конструктивными особенностями.

Цилиндрические двухступенчатые редукторы обычно выполняют по развернутой, развернутой или соосной схеме с одним, двумя или тремя потоками мощности.

Редуктор с соосным расположением быстроходного и тихоходного валов применяется в тех случаях, когда оси валов двигателя и рабочей машины целесообразно расположить на одной линии.

 

Техническое задание

 

Схема редуктора

 

 

График нагрузки

 

Усилие на тросе, G=10кН

Скорость поднятия груза,V=0,5 м/с

Диаметр барабана, D=150мм

Коэффициент использования суточный, K_c=0,6

Коэффициент использования годовой, K_г=0,5

Время службы, t=4 года.

 

Энергетический, кинематический и силовой расчет привода

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:

H*м

Требуемая мощность электродвигателя:

Типа двигателя 4A132S4У3 (P=5,5кВт; n₁=1430 ).

После выбора n_дв определяем общее передаточное число привода:

 

Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

 

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора):

Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

 

Полученные результаты сводим в таблицу:

 

5,4		36,06	4,5	0,96
5,2	317,7	156,3	4,5	0,97
	70,6	676,3

 

 

Расчёт передач редуктора

 

2.1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.

 

2.1.1 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерни - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 350НВ. Для колеса - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 330НВ.

Базовое число циклов

N_GH = (HB)³≤12*10⁷

N_GH3 = (350)³ = 4.3*10⁷<12*10⁷

N_GH4 = (330)³ = 3.6*10⁷<12*10⁷

Эквивалентное число циклов

N_HG3=60*n*t*e_H

Где t – общий срок службы редуктора

t = 356*t_r*24*K_r* K_c = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)

e_H – коэффициент эквивалентности

e_H – [0.5+(0.2)³*0.5] =0.5

N_HE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*10⁷

N_HE4 =

Коэффициент долговечности:

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Допускаемые контактные напряжения

Где Z_R – коэфф