ПРИВОД ЛЕБЕДКИ

Введение

«Детали машин» являются первым из расчётно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют первый курсовой проект, требующий от студента знания не отдельной дисциплины, а ряда дисциплин в комплексе. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механике, машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

Любая машина состоит из деталей, которые могут быть как простыми (гайка, шпонка), так и сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина станка). Детали собираются в узлы (подшипники качения, муфты и т.д.) - законченные сборочные единицы, состоящие из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требования к долговечности, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и поэтому его значение особенно существенно. Изучение основ проектирования начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения. Знания и опыт, приобретённые студентом при проектировании элементов машин, являются базой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

1 Энерго-кинематический расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

Мощность, потребляемая рабочим органом:

кВт, (1.1)

где Ft - окружное усилие, кН;

V - скорость подъема троса, м/с.

Мощность, потребляемая электродвигателем:

<Object: word/embeddings/oleObject1.bin>, (1.2)

где η – к.п.д. привода

, (1.3)

где <Object: word/embeddings/oleObject2.bin>, <Object: word/embeddings/oleObject3.bin>- к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи;

<Object: word/embeddings/oleObject4.bin>, <Object: word/embeddings/oleObject5.bin>- к.п.д. муфты;

<Object: word/embeddings/oleObject6.bin>- к.п.д. четырех пар подшипников качения.

кВт. (1.4)

Частота вращения рабочего органа:

с-1 (1.5)

мин-1 (1.6)

Желаемая частота вращения вала электродвигателя:

<Object: word/embeddings/oleObject7.bin>, (1.7)

где <Object: word/embeddings/oleObject8.bin>- ориентировочное передаточное число привода.

<Object: word/embeddings/oleObject9.bin>54 =20, (1.8)

где <Object: word/embeddings/oleObject10.bin>,<Object: word/embeddings/oleObject11.bin>- ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи.

мин-1. (1.9)

Исходя из вычисленных значений <Object: word/embeddings/oleObject12.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject13.bin> выбираем электродвигатель 4А132S8У3 мощностью <Object: word/embeddings/oleObject14.bin> = 5.5 кВт и частотой вращения <Object: word/embeddings/oleObject15.bin>= 720мин-1.

1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частоты вращения валов привода:

мин-1;

мин-1; (1.10)

мин-1.

Угловые скорости валов привода:

с-1; (1.11)

с-1;

с-1.

Мощности, передаваемые валами привода:

кВт; (1.12)

кВт; (1.13)

кВт. (1.14)

Крутящие моменты на валах привода:

Н*м (1.15)

Н*м

Н*м

Таблица 1 – Значения параметров элементов привода

2 Расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес

Для изготовления колёс и шестерён выбираем сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. Назначаем термообработку 1,табл.8.8:

- для колёс первой и второй ступени - улучшение 230…260НВ, В = 850МПа, Т = 550МПа;

- для шестерни второй ступени – улучшение 260…280НВ, В = 950МПа, Т = 700МПа.

- для зубьев шестерни первой ступени – азотирование поверхности 50…59HRC при твёрдости сердцевины 26…30HRC, В = 1000МПа, Т = 800МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

<Object: word/embeddings/oleObject16.bin>, (2.1)

где <Object: word/embeddings/oleObject17.bin> - предел контактной выносливости, МПа, 1,табл.8.9;

<Object: word/embeddings/oleObject18.bin> - коэффициент безопасности, 1,табл.8.9;

<Object: word/embeddings/oleObject19.bin> - коэффициент долговечности

Для колёс первой и второй ступени:

НО = 2НВ + 70 = 2240 + 70 = 550МПа.

Для шестерни второй ступени:

НО = 2НВ + 70 = 2270 + 70 = 610МПа.

Для шестерни первой ступени:

НО = 1050 МПа.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени:

N = 60cn3t , (2.2)

где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

n3 – частота вращения выходного вала, мин-1;

t - суммарный срок службы, ч.

TΣ = L*365*Кгод*24*Ксут = 5*365*0,8*24*5/7*0,95 = 23777 ч, (2.3)

где L – срок службы, годы;

<Object: word/embeddings/oleObject20.bin> - коэффициенты использования передачи в году и сутках.

NΣ = 60*36*23777 = 5,13*107

Для 230НВ базовое число циклов NHО = 1,2107 1,рис.8.40.

Эквивалентное число циклов для колеса:

NHE = KHE*NΣ = 0,5*5,13*107 = 2,56*107, (2.4)

где KHE – коэффициент циклической долговечности, 1,табл.8.10.

Сравнивая NHE и NHО, отмечаем, что для колеса второй ступени NHE = 2,56107 > NHО=1,5106. Так как все другие колёса вращаются быстрее, то аналогичным расчётом получим и для них NHE > NHО. При этом коэффициент долговечности <Object: word/embeddings/oleObject21.bin>= 1.

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому:

<Object: word/embeddings/oleObject22.bin>.

Для колеса первой ступени также <Object: word/embeddings/oleObject23.bin>, а для шестерни первой ступени <Object: word/embeddings/oleObject24.bin>.

Допускаемые контактные напряжения для первой ступени:

[σн] = ([σн]1+[σн]2 )/2 = (550+875)/2 = 712 МПа > 1,25[σн]2, (2.5)

принимаем <Object: word/embeddings/oleObject25.bin>=1.25<Object: word/embeddings/oleObject26.bin>= 685МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

<Object: word/embeddings/oleObject27.bin>, (2.6)

где <Object: word/embeddings/oleObject28.bin> - предел выносливости зубьев, МПа,1,табл.8.9;

SF – коэффициент безопасности; SF 1.55…1.75;

KFL – коэффициент долговечности;

KFС – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Для колёс первой и второй ступени:

FО = 1.8НВ = 1.8240 = 432МПа.

Для шестерни второй ступени:

FО = 1.8НВ = 1.8270 = 486МПа.

Для шестерни первой ступени:

FО = 12HRCсерд+300 = 1228+300 = 636МПа.

Эквивалентное число циклов для колеса:

NFE = KFE N = 0.32.3107= 0.69107, (2.7)

где KFE – коэффициент циклической долговечности, 1,табл.8.10.

Сравнивая NFE и NFО, отмечаем, что для колеса второй ступени NFE = 0.69107 > NFО = 4106. Аналогичный расчёт получим и для всех остальных колёс. При этом коэффициент долговечности <Object: word/embeddings/oleObject29.bin>= 1. Передача не реверсивная, KFС = 1.

Для колёс обоих ступеней:

<Object: word/embeddings/oleObject30.bin>.

Для шестерни второй ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject31.bin>.

Для шестерни первой ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject32.bin>.

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:

Предельные контактные напряжения,1,табл.8.9:

Для колёс обоих ступеней:

<Object: word/embeddings/oleObject33.bin>2.8Т =2.8550 = 1540МПа. (2.8)

Для шестерни второй ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject34.bin>2.8Т =2.8700 = 1960МПа.

Для шестерни первой ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject35.bin>30HRCпов =3055 = 1650Мпа.

Предельные напряжения изгиба,1,табл.8.9:

Для колёс обоих ступеней:

<Object: word/embeddings/oleObject36.bin>2.74НВ =2.74240 = 685Мпа.

Для шестерни второй ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject37.bin>2.74НВ =2.74270 = 740Мпа.

Для шестерни первой ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject38.bin>1000Мпа.

2.2 Проектный расчёт передачи

Рассчитываем первую цилиндрическую косозубую передачу. Расчет производим с учетом размеров колеса второй ступени:

Назначаем диаметр колеса первой ступени

d2’ = 0,8*d2 = 0,8*367,5 = 294 мм, (2.9)

где d2 - диаметр колеса второй ступени

Диаметр шестерни:

d1’ = d2’/u1 = 294/5 = 59 мм, (2.10)

где u1 – передаточное число первой ступени.

Межосевое расстояние:

a’ = 0,5*(d2’+d1’) = 176,5 мм (2.11)

Для определения ширины колеса bω используем формулу, решив ее относительно φba и приняв предварительно KHβ = 1:

(2.12)

где Епр – модуль упругости, МПа;

Т – крутящий момент вала, Нм;

КН – коэффициент концентрации нагрузки,1,рис.8.15;

u – передаточное число;

<Object: word/embeddings/oleObject39.bin> – коэффициент ширины колеса относительно межосевого

расстояния,1,табл.8.4.

Ширина колеса:

bω = *a’ = 0,08*176,5 = 14 мм. (2.13)

При этом φbd = bω/d1’ = 0,23, не превышает допускаемых максимальных значений.

Принимаем φm = 10 и находим модуль:

mn = bω/ φm = 14/10 = 1,4 (2.14)

Принимаем mn = 1,5 мм.

Определяем угол наклона зубьев:

sinβ= π*1,2*1,5/14 = 0,34; β = 20 – в рекомендуемых пределах, (2.15)

где εβ – коэффициент осевого перекрытия.

Определяем число зубьев шестерни:

z1= d1*cos β/mn = 59*0,939/1,5 = 37 (2.16)

Определяем число зубьев колеса:

z2 = z1*u1 = 37*5=185. (2.17)

Фактическое передаточное число:

u1 = 185/37 = 5. (2.18)

Уточняем значение β по межосевому расстоянию:

cos β = 0,5(z1+z2)mn/a = 0,5(37+185)*1,5/176,5 = 0,94, β = 20 (2.19)

Рассчитываем вторую цилиндрическую прямозубую передачу:

Межосевое расстояние:

<Object: word/embeddings/oleObject40.bin>, (2.20)

где Епр – модуль упругости, Мпа;

Т2 – крутящий момент вала, Нм;

КН – коэффициент концентрации нагрузки,1,рис.8.15;

u – передаточное число;

<Object: word/embeddings/oleObject41.bin> – коэффициент ширины колеса относительно межосевого

расстояния,1,табл.8.4.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

Ψbd = 0,5*ψba*(u+1) = 0,5*0,4*5 = 1; (2.21)

Принимаем а = 230 мм.

Ширина шестерни:

bω = ψba*a = 0,4*230 = 92 мм. (2.22)

Модуль:

m = bω/ψm = 92/40 = 2,03 мм, (2.23)

где <Object: word/embeddings/oleObject42.bin>- коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости,1,табл.8.5.

Принимаем m = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев:

zΣ = 2a/m = 2*230/2,5 = 184. (2.24)

Число зубьев шестерни:

z1 = zΣ/(u+1) = 184/(4+1) = 37. (2.25)

Принимаем z1 = 37 > zmin = 17.

Число зубьев колеса:

z2 = zΣ – z1 = 184 – 37 = 147 (2.26)

Фактическое передаточное число:

u = z2/z1 = 147/37 = 4. (2.27)

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d1 = z1*m = 37*2,5 = 92,5 мм; (2.30)

d2 = 147*2,5 = 367,5 мм. (2.31)

2.3 Проверочные расчёты передачи

2.3.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи по контактным апряженииям

Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям.

Для первой цилиндрической косозубой передачи:

<Object: word/embeddings/oleObject43.bin>, (2.32)

где Т – крутящий момент вала, Нм;

КН – коэффициент расчётной нагрузки;

<Object: word/embeddings/oleObject44.bin> - угол зацепления; <Object: word/embeddings/oleObject45.bin>; sin2 = 0.64,

<Object: word/embeddings/oleObject46.bin>- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.

, (2.33)

где <Object: word/embeddings/oleObject47.bin>- коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев,

<Object: word/embeddings/oleObject48.bin>- коэффициент торцового перекрытия.

Определяем окружную скорость:

v = πd1n1/60 = 3,14*59*720*10-3/60 = 2,2 м/с, (2.34)

KH = Khv * Khβ = 1,1*1,04 = 1,144, (2.35)

где <Object: word/embeddings/oleObject49.bin> – коэффициент динамической нагрузки,1,табл.8.3;

<Object: word/embeddings/oleObject50.bin> – коэффициент концентрации нагрузки,1,рис.8.15.

~ [σН] = 500 МПа..

Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку:

<Object: word/embeddings/oleObject51.bin>, (2.36)

где Тпик – крутящий момент кратковременной перегрузки, Нм;

Тmaх – крутящий момент по контактной усталости зубьев, Нм

Тпик=К∙Тmax, (2.37)

где К – коэффициент внешней динамической нагрузки.

< [σH]max = 1540 МПа. (2.38)

Условия прочности соблюдается.

2.3.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба

Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

<Object: word/embeddings/oleObject52.bin>, (2.39)

где <Object: word/embeddings/oleObject53.bin>- коэффициент формы зуба 1,рис.8.20;

<Object: word/embeddings/oleObject54.bin>- окружная сила, Н;

<Object: word/embeddings/oleObject55.bin>- коэффициент расчётной нагрузки.

Для первой цилиндрической косозубой передачи:

При смещении х = 0: для шестерни YF1 = 3.98; для колеса YF2 = 3.75.

Расчёт выполняем по тому из колёс пара, у которого меньше<Object: word/embeddings/oleObject56.bin><Object: word/embeddings/oleObject57.bin>:

Для шестерни:

<Object: word/embeddings/oleObject58.bin>.

Для колеса:

<Object: word/embeddings/oleObject59.bin>.

Расчёт выполняем по колесу.

KF = KFβ * KFυ =1,31*1,13 = 1,48, (2.40)

где КF - коэффициент концентрации нагрузки,1,рис.8.15;

КFυ – коэффициент динамической нагрузки,1,табл.8.3.

Окружная сила:

Ft = 2*T1/d1 = 2*59,92*103/92,5 = 1295 Н, (2.41)

σF1 = YFFtKF/(bωm) = 3,75*1295*1,48/(92*2,5) = 31,24 МПа < [σF] = 247 Мпа.

Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку по максимальному напряжению изгиба:

<Object: word/embeddings/oleObject60.bin>, (2.42)

σFmax = 31,24*2 = 62,48 МПа [σFmax] = 685 МПа.

Условия прочности соблюдаются.

Для второй цилиндрической прямозубой передачи:

При смещении х = 0: для шестерни YF1 = 3.7; для колеса YF2 = 3.75.

Расчёт выполняем по тому из колёс пара, у которого меньше<Object: word/embeddings/oleObject61.bin><Object: word/embeddings/oleObject62.bin>:

Для шестерни:

[σF1] /YF1 = 363/3,7 = 98.

Для колеса:

[σF2] /YF2 = 247/3,75 = 66.

Расчёт выполняем по колесу.

KF = KFβ * KFv = 1,2*1,07 = 1,28. (2.43)

Окружная сила:

Ft = 2T1/d1 = 2*59*103/59 = 2000 Н. (2.44)

Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

σF2 = 3,75*0,7*2000*1,28/(14*1,5) = 320 МПа < [σF] = 363 МПа.

Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку по максимальному напряжению изгиба:

σFmax = 320*2 = 640 МПа [σFmax] = 685 МПа.

Условия прочности соблюдаются.

3 Расчёт быстроходной передачи с помощью ЭВМ

С помощью VBA рассчитаем вторую цилиндрическую прямозубую передачу. Для работы программы необходимо ввести следующие исходные данные:

крутящий момент Т3 = 1082 Нм,

допускаемое напряжение [σН] = 500 МПа,

передаточное число u = 4,

коэффициенты KHβ = 1,15 ; ψba = 0,4,

модуль упругости = 2,1*105

Текст программы приведен в приложении Д. Полученные результаты сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Геометрические параметры

4 Расчёт валов привода

4.1 Проектный расчёт всех валов привода

Произведём расчёт быстроходного вала

Диаметр ступени для посадки на неё полумуфты:

<Object: word/embeddings/oleObject63.bin>. (4.1)

Принимаем d=32мм, t=2,5мм, r=2,5мм, f=1,2мм.

Диаметр буртика для упора полумуфты:

d1= d + 2∙t = 32+2∙2,5=37мм. (4.2)

Принимаем d1=37мм.

Диаметр посадочной поверхности для подшипника:

dп ≥ d1-2∙t=37-2∙2,5=32мм. (4.3)

Диаметр буртика для упора подшипника:

dбп = dп+3∙r = 33,5+3∙2,5 = 41мм. (4.4)

Принимаем dбп = 41мм.

Произведём расчёт промежуточного вала

Диаметр ступени для посадки на неё колеса:

dк = (6…7)∙ <Object: word/embeddings/oleObject64.bin>= <Object: word/embeddings/oleObject65.bin>. (4.5)

Принимаем dк = 50мм, t=3мм, r =3мм, f=1,5мм.

Диаметр буртика для упора колеса:

dбк ≥ dк + 3∙f=50+3∙1,5= 54,5. (4.6)

Принимаем dбк = 56мм.

Диаметр посадочной поверхности для подшипника:

dп ≥ dк – 3∙r = 50 – 3∙3 =41. (4.7)

Принимаем dп = 40мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

dбп ≥ dп+3∙r = 40+3∙3 = 49мм. (4.8)

Принимаем dбп = 50мм.

4.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость

Исходные данные: Т=1082Н∙м, n=36мин-1, диаметр колеса d2=367,5мм, (z=147, m=2,5); на выходном конце вала установлена муфта компенсирующая кулачково-дисковая; материал вала – сталь 45, улучшенная, <Object: word/embeddings/oleObject66.bin>, <Object: word/embeddings/oleObject67.bin>. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двукратная кратковременная перегрузка.

По формуле приближенно оцениваем средний диаметр вала при [τ]=12МПа:

<Object: word/embeddings/oleObject68.bin>. (4.9)

Диаметр в месте посадки шестерни dш = 74мм.

Диаметр в месте посадки подшипников:

dп= dш – 4 = 74–4 = 70мм. (4.10)

Диаметр в месте посадки муфты:

dм= dп – 20 = 70 – 20 =50мм. (4.11)

Рисунок 2 – Эскиз вала

Принимаем L = 272мм, а = b=136мм, с = 85мм.

Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего назначения:

<Object: word/embeddings/oleObject69.bin>. (4.12)

Определяем силы в зацеплении:

<Object: word/embeddings/oleObject70.bin>; (4.13)

<Object: word/embeddings/oleObject71.bin>. (4.15)

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов. Рассмотрим реакции от силы Fr действующей в вертикальной плоскости.

Сумма проекций всех сил на ось Х:

Н1 =0; (4.16)

Сумма проекций всех сил на ось Y:

RA+RB-Ft+FM = 0. (4.17)

Сумма моментов:

<Object: word/embeddings/oleObject72.bin> -Ft*136+RB*(136+136)+FM*(136+136+85) = 0; (4.18)

RB = (5896*136-8223*357)/272 = -7844; (4.19)

<Object: word/embeddings/oleObject73.bin> -RA*(136+136)+Ft*136+FM*85 = 0; (4.20)

RA = (5896*136+8223*85)/272 = 5517

Проверка <Object: word/embeddings/oleObject74.bin> RA+RB-Ft+FM = 0; 5517-7844-5896+8223 = 0

Рассмотрим реакции от сил Ft и FM, действующих в горизонтальной плоскости.

Сумма проекций всех сил на ось Y:

RA+RB-Fr= 0. (4.21)

Сумма моментов:

<Object: word/embeddings/oleObject75.bin> -Fr*136+RB*(136+136) = 0; (4.22)

RB = (2146*136)/272 = 1073; (4.23)

<Object: word/embeddings/oleObject76.bin> -RA*(136+136)+Fr*136 = 0. (4.24)

RA = (2146*136)/272 = 1073

Проверка <Object: word/embeddings/oleObject77.bin> RA+RB-Fr= 0; 1073+1073-2146 = 0

Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях. Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение под шестерней, ослабленное шпоночным пазом, и сечение рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:

(4.25)

Напряжение изгиба:

σи = М/Wи = 763*103/(0,1*803) = 14,9 МПа, (4.26)

где Wи – изгибающий момент сопротивления, мм3.

Напряжение кручения:

τ = Т/Wр = 1082*103/(0,2*803) = 10,56 МПа. (4.27)

Определим пределы выносливости:

σ-1 = 0,4*750 = 300 МПа; (4.28)

τ-1 = 0,2*750 = 300 МПа;

τв = 0,6*750 = 450 МПа.

Определим запас сопротивления усталости по изгибу:

<Object: word/embeddings/oleObject78.bin>, (4.29)

Определим запас сопротивления усталости по кручению:

<Object: word/embeddings/oleObject79.bin>, (4.30)

где <Object: word/embeddings/oleObject80.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject81.bin>- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;

<Object: word/embeddings/oleObject82.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject83.bin> - амплитуды постоянных составляющих;

<Object: word/embeddings/oleObject84.bin> - масштабный коэффициент,<Object: word/embeddings/oleObject85.bin>= 0.7, 1, рис.15.5;

<Object: word/embeddings/oleObject86.bin>- коэффициент шероховатости, <Object: word/embeddings/oleObject87.bin>= 1, 1, рис.15.6;

<Object: word/embeddings/oleObject88.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject89.bin> - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при

изгибе и кручении, <Object: word/embeddings/oleObject90.bin> = 1.7; <Object: word/embeddings/oleObject91.bin>= 1.4, 1, табл.15.1;

<Object: word/embeddings/oleObject92.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject93.bin> - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной

составляющей цикла напряжений , <Object: word/embeddings/oleObject94.bin> =0,1; <Object: word/embeddings/oleObject95.bin>= 0,05,

по формуле (15.6) из 1.

<Object: word/embeddings/oleObject96.bin>= <Object: word/embeddings/oleObject97.bin>;<Object: word/embeddings/oleObject98.bin>= 0; (4.31)

<Object: word/embeddings/oleObject99.bin>= <Object: word/embeddings/oleObject100.bin>= 0,5<Object: word/embeddings/oleObject101.bin>= 5,28 МПа; (4.32)

<Object: word/embeddings/oleObject102.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject103.bin>.

Определяем запасы сопротивления усталости:

<Object: word/embeddings/oleObject104.bin>. (4.33)

Строим эпюру изгибающих моментов, эпюру суммарных изгибающих моментов, эпюру крутящих моментов.

Рисунок 2 – Эпюры

5 Подбор подшипников для валов привода

5.1 Предварительный выбор подшипников качения для всех валов привода

и его обоснование

По диаметрам валов выбираем подшипники качения лёгкой серии: шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338–75 для тихоходного вала 4, табл.7.10.2 и шариковые радиально-упорные ГОСТ 831-75 для быстроходного и промежуточного валов 4, табл.7.10.3. Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 3.

Таблица 3 – Подшипники качения

5.2 Проверочный расчёт подшипников качения ведомого вала редуктора

на динамическую и статическую грузоподъёмность

Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.

Исходные данные: диаметр в месте посадки подшипников d = 70мм, n = 36 мин-1. Ресурс Lh = 23777ч. режим нагрузки 3, допускаются двукратные кратковременные перегрузки, температура подшипника t<100C°.

Определяем полные радиальные реакции опор А и В.

<Object: word/embeddings/oleObject105.bin>; (5.1)

<Object: word/embeddings/oleObject106.bin>. (5.2)

Предварительно назначаем шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии, условное обозначение 214, для которых С = 61800Н, Со= 37500Н. Выполняем проверочный расчёт только подшипника правой опоры, как более нагруженного.

Определяем эквивалентную нагрузку:

Pr= (X∙V∙Fr+Y∙Fa)∙Kб∙KT, (5.3)

где Х,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V – коэффициент вращения, V=1;

Kб – коэффициент безопасности, Kб=1,3;

KT – температурный коэффициент, KT=1.

Pr= (1∙1∙7917 + 0)∙1,3∙1=10292Н.

Условие грузоподъёмной работы подшипника:

С > Ср, (5.4)

где Ср – расчётная динамическая грузоподъемность, Н.

<Object: word/embeddings/oleObject107.bin> (5.5)

где LE – расчётная нагрузка, млн.об.

Определяем расчётную нагрузку:

LE=60∙10-6∙n∙LhE, (5.6)

где LhE – эквивалентная долговечность, ч.

LhE=КHE∙Lh= 0,35∙23777 = 8321ч, (5.7)

где КHE – коэффициент режима нагрузки, КHE=0,35, 1, табл.8.10.

LE=60∙10-6∙36∙8321 =1797млн.об.;

<Object: word/embeddings/oleObject108.bin>;

61800 Н > 21795 Н – условие выполняется.

Проверим подшипник по статической грузоподъемности. Условие статической грузоподъемности:

Со> Ро, (5.8)

где Ро – статическая грузоподъемность, Н. Ро=Xo∙Fr+Yo∙Fa, (5.9)

где Xo, Yo – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок;

Принимаем Xo=0,6, Yo=0,5 c учётом двукратной перегрузки

Ро=2∙(0,6∙7917+0,50) =9500.4Н<Co=37500Н.

Условие соблюдается.

6 Расчёт шпоночных соединений

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Шпонки изготавливают из материала – сталь 45 с пределом прочности <Object: word/embeddings/oleObject109.bin>. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок 4, табл.9.1.2. Расчётную длину округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.

Определяем напряжение смятия всех шпонок по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject110.bin> (6.1)

где T – крутящий момент, Нм ;

h – высота шпонки, мм;

d – диаметр вала, мм;

lp = расчетная длина.

Определяем напряжения смятия на быстроходном валу:

<Object: word/embeddings/oleObject111.bin> МПа.

Определяем напряжение смятия на промежуточном валу:

<Object: word/embeddings/oleObject112.bin>МПа.

Определяем напряжение смятия на тихоходном валу:

<Object: word/embeddings/oleObject113.bin>МПа.

<Object: word/embeddings/oleObject114.bin>МПа.

Результаты расчётов сводим в таблицу 4.

Таблица 4 – Шпонки призматические ГОСТ 23360-78

7 Выбор муфт

Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора применяем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП ГОСТ 21424 – 93 2, табл.11.7.

Муфты упругие втулочно-пальцевые МУВП по ГОСТ21424-93 изготавливают для диаметров валов от 16 до 150мм. Упругие муфты применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода. Материал полумуфты – сталь 30Л, пальцев – сталь 45, втулки – резиновая смесь марки 3826С.

Диаметр отверстия для вала d = 38, диаметр муфты D = 140, длина муфты L = 165.

<Object: word/embeddings/oleObject115.bin>, (7.1)

где z – число пальцев,

К=1 – коэффициент динамичности режима нагрузки

<Object: word/embeddings/oleObject116.bin>,

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем жесткую компенсирующую (кулачково-дисковую) муфту ГОСТ 20790 – 93 2, табл.11.5.

Жесткие компенсирующие муфты применяют для соединения тихоходных валов в случаях, когда нужно уменьшить вредное влияние несоосности валов и когда не требуется улучшать динамические характеристики привода вследствие упругих свойств муфт. Муфты кулачково-дисковые по ГОСТ20790-93 изготавливают для диаметров валов от 40 до 560мм. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой нагрузочной способностью.

Диаметр отверстия для вала d = 50, диаметр муфты D = 130, длина муфты L = 200.

Рассчитаем муфту на напряжение смятия:

<Object: word/embeddings/oleObject117.bin>, (7.2)

где К=1 – коэффициент динамичности режима нагрузки

h =10 – рабочая высота выступов, мм

<Object: word/embeddings/oleObject118.bin>

8 Смазка редуктора и узлов привода

В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому, что окружные скорости не превышают 12..15 м/с.

При картерной смазке достаточно, чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатых колёс пары.

Требуемая глубина погружения колеса в масло:

hm = (5…10) m = 7.52,5 = 12,5мм, (8.1)

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость <Object: word/embeddings/oleObject119.bin>, в количестве 12,7 литра.

9 Техника безопасности и экологичность проекта

Техника безопасности при работе привода заключается в его правильной эксплуатации.

В процессе эксплуатации следует осуществлять контроль за уровнем масла в редукторе привода, визуальный контроль за поверхностью зубьев в редукторе. При необходимости осуществлять регулировку и подтяжку болтовых, зубчатых соединений, регулировку, чистку и смазку подшипников качения. Для длительной работы привода необходимо производить ТО в обусловленные сроки, следить за правильной эксплуатацией привода.

При монтаже привода следует предусмотреть оградительные устройства, предохранительные устройства для автоматического отключения подвижных агрегатов и механизмов при отклонении от нормального режима работы, предусмотреть блокировочные устройства, исключающие возможность проникновения людей в опасную зону.

К числу опасных и вредных производственных факторов при работе привода относятся опасный уровень напряжения в электрической цепи, повышенная запыленность и загазованность воздуха рабочей зоны. Для предотвращения влияния на здоровье человека перечисленных факторов необходимо выполнять определенные требования, которые изложены в соответствующих инструкциях по ТБ.

Привод должен быть снабжен необходимыми предупреждающими и сигнализирующими табличками. При окраске привода должны использоваться сигнальные цвета покрытий. Все токоведущие части машин должны быть заземлены.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловеденье.

Целью данного проекта является проектирование привода лебедки, который состоит как из стандартных (двигатель, муфта, болты, барабан, подшипники и т.д.) деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы и др.).

В ходе решения поставленной передо мной задачи, была основана методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долгий срок службы механизма.

Список использованных источников

1.Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991. – 383с

2.Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов.- М.: Высш. школа, 1975. – 547с

3.Чернин И.М. и др. Расчёты деталей машин. – Мн.: Высш. школа, 1974. – 592с

4.Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001. – 290с

Приложение А

(обязательное)

КОМПАНОВКА ЗУБЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Приложение Б

(обязательное)

СПЕЦИФИКАЦИЯ К СБОРОЧНОМУ ЧЕРТЕЖУ ЗУБЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Приложение В

(обязательное)

СПЕЦИФИКАЦИЯ К ПРИВОДНОМУ ВАЛУ

ЛЕБЕДКИ

Приложение Г

(обязательное)

ПЕРЕЧЕНЬ СОСТАВНЫХ ЧАСТЕЙ ПРИВОДА

Приложение Д

(справочное)

ТЕКСТ ПРОГРАММЫ ДЛЯ РАСЧЁТА ПРЯМОЗУБОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОЛЕСА

Текст программы VBA:

Public Sub Koleso()

Const Т = 1082*1000

Const u = 4

Const Е = 2.1*105

Const K = 3.14159

Const K2 = 1,15

Const Y = 0,4

Const G = 500

aw = 0,85*(u+1)*((E*T*K2)/(G*u2*Y))1/3

bw = Y*aw

m = bw/Y

Zm = 2*aw/m

Z1 = Zm/(u+1)

Z2 = Zm – Z1

H = 2.25 * m

ha1 = m

ha2 = m

hf1 = 1.25 * m

hf2 = 1.25 * m

D1 = m * Z1

D2 = m * Z2

Da1 = D1 + 2 * ha1

Da2 = D2 + 2 * ha2

Df1 = D1 - 2 * hf1

Df2 = D2 - 2 * hf2

S1 = 0.5 * K * m

S2 = 0.5 * K * m

p = K * m

Worksheets(1).Cells(2, 2) = Zm

Worksheets(1).Cells(3, 2) = aw

Worksheets(1).Cells(4, 2) = H

Worksheets(1).Cells(4, 3) = H

Worksheets(1).Cells(5, 2) = ha1

Worksheets(1).Cells(5, 3) = ha2

Worksheets(1).Cells(6, 2) = hf1

Worksheets(1).Cells(6, 3) = hf2

Worksheets(1).Cells(7, 2) = D1

Worksheets(1).Cells(7, 3) = D2

Worksheets(1).Cells(8, 2) = Da1

Worksheets(1).Cells(8, 3) = Da2

Worksheets(1).Cells(9, 2) = Df1

Worksheets(1).Cells(9, 3) = Df2

Worksheets(1).Cells(10, 2) = S1

Worksheets(1).Cells(10, 3) = S2

Worksheets(1).Cells(11, 2) = p

Worksheets(1).Cells(11, 3) = p

End Sub