Энергетический, кинематический и силовой расчет привода — КиберПедия 

Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰)...

Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций...

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, Kc=0,6

Коэффициент использования годовой, Kг=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 nдв 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

NGH = (HB)3≤12*107

NGH3 = (350)3 = 4.3*107<12*107

NGH4 = (330)3 = 3.6*107<12*107

Эквивалентное число циклов

NHG3=60*n*t*eH

Где t – общий срок службы редуктора

t = 356*tr*24*Kr* Kc = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)

eH – коэффициент эквивалентности

eH – [0.5+(0.2)3*0.5] =0.5

NHE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*107

NHE4 =

Коэффициент долговечности:

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Допускаемые контактные напряжения

Где ZR – коэффициент шероховатости

ZR = 0.95 при Ra =2.5…1.25 мкм

Zv – коэффициент окружной скорости

Zv=1 при скорости до 5 м/с.

SH – коэффициент запаса прочности 1,2

В качестве расчётного выбираем наименьшее

2.1.2. Выбор расчётных коэффициентов

КН – коэффициент нагрузки 1,3

- коэффициент ширины зубчатого колеса ; 0,4

 

2.1.3.Определим межосевое расширение

Ка = 450 – числовой коэффициент

Принимаем aw = 225(мм)

 

2.1.4. Выбираем нормальный модуль

m = (0.01…0.02)*aw

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

da3 =d3+2m= 72+2*4 = 80(мм)

da4 =376+2*4=384(мм)

Диаметры впадин

da3 =d3+2m= 72+2*4 = 80(мм)

dt3 = 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

КН = KHV*KHB*KHa

КF = KFV*KFB*KFa

где KHV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки

KHV = 1,05 KFV = 1,04

KHB и KFB – коэффициенты концентрации нагрузки

KHB = 1,16 KFB = 1

KHa и KFa – коэффициенты распределения нагрузки между зубьями

KHa = 1, KFa = 1,07

КН = 1,16*1,05*1 = 1,22.

КF = 1,04*1*1,07 = 1,1.

 

2.1.7. Проверка по контактным напряжениям

где ZE – коэффициент материала. Для стали ZE=190

Z - коэффициент учёта суммарной длинны контактных линий

ZH – коэффициент формы сопряжённых поверхностей, 2,5

Ft – окружное усилие

Ft =

 

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

 

Радиальная Pr = 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.

YR – коэффициент шероховатости переходной кривой, 1

YX – масштабный фактор

YX = 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

YA – коэффициент реверсивности нагрузки, 1

YN – коэффициент долговечности

YN =

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

- эквивалентное число циклов шестерней

= 60*n1*t*eF

eF – коэффициент эквивалентности, 0,5

= 60*317.7*10512*0,5=16,4*107

=

SF – 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 YFs – коэффициент формы зуба

YFs = 3,47 +

Zv – эквивалентное число зубьев

Zv = Z

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

Действующий запас усталости изгибной прочности

SFD3 = SFD4 =

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;

τB – предел прочности на срез, τВ = 0,7σВ = 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 τВ = 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, Kc=0,6

Коэффициент использования годовой, Kг=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 nдв 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

NGH = (HB)3≤12*107

NGH3 = (350)3 = 4.3*107<12*107

NGH4 = (330)3 = 3.6*107<12*107

Эквивалентное число циклов

NHG3=60*n*t*eH

Где t – общий срок службы редуктора

t = 356*tr*24*Kr* Kc = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)

eH – коэффициент эквивалентности

eH – [0.5+(0.2)3*0.5] =0.5

NHE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*107

NHE4 =

Коэффициент долговечности:

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Допускаемые контактные напряжения

Где ZR – коэфф






Папиллярные узоры пальцев рук - маркер спортивных способностей: дерматоглифические признаки формируются на 3-5 месяце беременности, не изменяются в течение жизни...

Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...

Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим...

Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций...





© cyberpedia.su 2017-2020 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав

0.12 с.