Размещено на http://www.allbest.ru/

Кафедра общетехнических дисциплин

Курсовой проект

по деталям машин

Привод лебёдки

Введение

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигатели электрические, тепловые, гидравлические и т.д.) и механизма для передачи энергии, движения.

В качестве механизмов чаще всего используют различные типы механических передач (зубчатые, цепные, ременные, винтовые...), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

В данном проекте спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор.

Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

1. Схема двигателя и его параметры

Спроектировать привод лебедки по схеме. Сила на барабане F=2 кН и ?=2 об/м - угловая скорость лебедки. Диаметр барабана D=400 мм.

1-Электродвигатель

2- Клиноременная передача

3- Редуктор

4- Муфта зубчатая

5- Барабан

Редуктор зубчатый, цилиндрический,

одноступенчатый, шевронный.

В состав привода входят 3 вала:

I Вал двигателя

II Ведущий вал редуктора

III Выходной вал редуктора

2. Расчет кинематических и энергетических параметров

2.1 Выбор электродвигателя

Рассчитываем суммарный КПД:

?_? - общий КПД привода,

?_м - КПД муфты, ?_м = 0.98, а =1- число пар муфт

?_п - КПД редукторной передачи ?_п = 0.98 b=1 - число редукторных передач

?_рп - КПД ременной передачи, ?_рп = 0.97; d=1 -число ременных передач

?_нк - КПД одной пары подшипников, ?_нк = 0.99 c=3 - число пар подшипников

Определяем необходимую мощность электродвигателя:

По таблице К9 выбираем асинхронный, короткозамкнутый трехфазный электродвигатель типа 4АМ112М2У3 с номинальной мощностью P_ном = 7,5кВт, номинальной частотой вращения n_н = 1455 об/мин.

2.2 Общее передаточное число привода

Определяем общее передаточное число по следующей формуле:

п_вых=1455 об/мин

> 8

По ГОСТ2185-66 принимаем

Тогда

II вал:

I вал:

2.3 Частоты вращения валов

I вал:

II вал:

III вал:

Диаметры валов определяются по следующей формуле:

Приближенность расчета заключается в том, что диаметры валов определяются только из расчета на кручение, причем по заниженным значениям напряжения допускаемого [?_к]

[?_к] = 10…25 МПа - для стальных валов

[?_к2] = 20…25 МПа - колесо

[?_к1] = 10…25 МПа - шестерня

Принимаем: [?_к2] = 20 МПа для колеса

[?_к1] = 20 МПа для шестерни

Рассчитываем диаметры валов:

По методическому указанию к выполнению курсового проекта из приложения 1 таблицы 1 «Ряд R_a 40 нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636 - 69» принимаем:

для шестерни d₁ = 30 мм

для колеса d₂ = 48 мм

электродвигатель редуктор вал

2.4 Крутящие моменты, передаваемые валами

Т_дв<Т₁<Т₂

Крутящий момент на валу определяется по формуле

T_i=9550.

Тогда Валы

Валы	u	Р, кВт	n, об/мин	Т, Нм
I	-	7,2	640,96	107,3
II	2,27	6,98	160,24	416
III	4	6,77	160,24	403,5

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов зубчатых колес

Принимаем

- для шестерни НВ=250

- для колеса НВ=204,5

Выбираем для шестерни сталь 40Х, термообработка улучшение с последующей закалкой ТВЧ твердость поверхности зуба шестерни HВ<350.

Выбираем для колеса сталь 50, термообработка нормализация с последующей закалкой ТВЧ твердость поверхности зуба колеса HВ<350.

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни [_H1] = 2 HВ + 70=2*250 + 70=570 МПа.

для колеса [_H2] = 2 НВ + 70=2*204,5 + 70=479 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения:

для шестерни [_F1] = 1,8 НВ = 1,8*250 = 450 МПа,

для колеса [_F2] = 1,8 НВ=1,8*204,5 = 368,1 МПа.

При проведении расчетов в условиях контактной и изгибной прочности зубьев подставляем меньшее значение допускаемых напряжений.

[_H1] =518,2 МПа. [_H2] =435,5 МПа.

[_F1] =180 МПа [_F2] =147,2 МПа.

3.2 Проектный расчет передачи

3.2.1 Межосевое расстояние передачи

K_a = 430 для косозубых передач (K_a - коэффициент межосевого расстояния).

= 0,5 ( - коэффициент ширины зуба)

К_н? = 1,1 (К_н? - коэффициент неравномерности)

По методическому указанию к выполнению курсового проекта из таблицы 12 «Стандартный ряд значений для a_W по ГОСТ 2185 - 66» принимаем a_W^станд = 160 мм.

3.2.2 Модуль зацепления, числа зубьев колеса и шестерни

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля m_n=(0,01…0,02)*a_w

m_n = 0,01*160=1,6 мм.

Из полученного диапазона выберем по ГОСТ 9563 - 80 стандартный модуль m_n=2 мм, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Принимаем = 30⁰

т_t=т_п/cos30⁰=2/0.866=2.3 мм

Суммарное число зубьев передачи:

зубьев

Число зубьев шестерни:

зубьев

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_? - Z₁ = 139-28 = 111 зуба

Уточняем a_w и u_зп, находим фактическое передаточное число:

а_w^станд = 160

cos = 0,5(z₁ + z₂)m_t/a_w =0,5^.139/2^.160 = 0,866 =30⁰

3.2.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле:

B₂=*a_w =160*0,5=80 мм.

B₁ = 5+b₂ = 5+80= 85 мм

По ГОСТ 6636 - 69» принимаем: b1 = 85 и b2 = 80

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности:

для шестерни:

для колеса:

3.2.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Для полученной скорости принимаем степень точности передачи n_ст = 9.

3.3 Проверочный расчет передачи

3.3.1 Проверка контактной прочности зубьев

?_н - перегрузка не более 5% [_H2]

?_н - недогруз не более 15% [_H2]

К_a =7314 (для шевронных)

Коэффициент контактной нагрузки определим по формуле:

К_Н = К_Н? К_Н? К_Н?,

Из методического указания к выполнению курсовых работ по таблице 16 и таблице 2, 3 приложения, принимаем:

К_Н? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, К_Н? = 1,16

К_Н? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса, К_Н? = 1,075

К_Н? - динамический коэффициент, по таб. 2 принимаем К_Н? = 1,11

К_Н = 1,16*1,075*1,11 = 1,38

342,3Мпа<435,45Мпа; недогруз не более 15%, перегруз не более 5%.Условие прочности выполняется.

3.3.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Для определения напряжения изгиба в зубе колеса используем формулу:

[_F2] = 147,2 МПа

Коэффициент формы зуба равен (см. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин» таблица 4.4 стр. 67):

для шестерни Z₁ = 28 Y_F1 = 3,65

для колеса Z₂ = 111 Y_F2 = 3,6

K_F? - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (см. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин» стр. 66) K_F? = 1

K_F? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (см. 3.1 приложения 1 А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин») K_F? = 1,21

K_FV - коэффициент динамической нагрузки (см. таблицу 4.3 стр. 65 А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин») K_FV = 1,22

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

4. Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамическим нагрузкам

Долговечность подшипника в часах определяется по формуле:

Где n- частота вращения вала, об/мин;

m-показатель степени, для шарикоподшипников m=3

Силы действующие в зацеплении:

F_t= 3318 Н, F_r=7423 Н, F_а=2126 Н,

По диаметру вала подбираем шариковые радиальные однорядные средней серии (стр.433 П3) по ГОСТ 8338-75.

1) Диаметр ведущего вала под подшипник, мм d₁=35

Подшипник №207

2) Диаметр ведомого вала под подшипник, мм d₂=55

Подшипник №211

Определение нагрузок на подшипник.

В результате предварительной компоновки редуктора получили расчетные схемы валов, показанные на компоновке.

Ведущий вал Ведомый вал

Расстояние от оси колеса до оси опоры, мм x₁=62 x₂=62

От оси шкива до оси опоры, мм x₃=71

Определяем опорные реакции,

1)Быстроходный вал.

По оси Оy:

Н

По оси Оz:

Н

Проверка:

;

Н

Н

Проверка:

Н

Строим эпюру изгибающих моментов «М_х»

А)М_х¹=0

Б) М_х²=-R_az*x₁ =-3712 * 0,062 = 230 кН * м

В) М_х³=-R_az*(x₁+x₂) + F_r * x₂=-3712 * 0,124 + 7423 * 0,062= 460 -460 =0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_z»

А)М_z¹=0

Б) М_z²=-R_ax*x₁ =-1659 * 0,062 = -103 кН * м

В) М_z³=-R_ax*(x₁+x₂) + F_t * x₂=-1659 * 0,124 + 3318 * 0,062= 0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_k»

А)М_k¹=0

М_k¹=R_ak*x₁ =1482,7 * 0,062 = 91,9 кН * м

Б) М_k²=R_ak*(x₁+x₂) =1482,7 * 0,124 = 183,8 кН * м

Б) М_k³=R_ak*(x₁+x₂+x₃) - R_bk * x₃=1482,7 * 0,195 - 4072,3 * 0,071= 0кН * м

Суммарный изгибающий момент «М_u»

А)

кН * м

кН * м

1)Определяем суммарные радиальные нагрузки, Н :



2) Определение эквивалентной нагрузки Р_экв;

При вращении внутреннего кольца: V=1

Коэффициент динамичности (табл.9.19) К_?=1,2

Температурный коэффициент (табл.9.20) К_t=1

Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника.

С=55300

Долговечность, млн.об.

Число оборотов вала, об/мин:

Долговечность, часов:

2)Тихоходный вал

По оси Оy:

Н

По оси Оz:

Н

Проверка:

;

Н

Н

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов «М_х»

А)М_х¹=0

Б) М_х²=R_az*x₂ =-3712 * 0,064 = -237,5 кН * м

В) М_х³=R_az*(x₃+x₂) + F_r2 * x₂=-3712 * 0,128 + 7423 * 0,064= 475 - 475 =0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_z»

А)М_z¹=0

Б) М_z²=R_ax*x₂ =-1659 * 0,064 = -106 кН * м

В) М_z³=R_ax*(x₃+x₂) + F_t2 * x₃=-1659 * 0,128 + 3318 * 0,064= 0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_k»

А)М_k¹=0

М_k¹=F_k*x₁ =2589,6 * 0,106 = 274,5 кН * м

Б) М_k²=F_k*(x₁+x₂) - R_ak*x₂ =2589,6 * 0,17 - 4734,1 * 0,064 = 137,2 кН * м

Б) М_k³=F_k *(x₁+x₂+x₃) - R_ak *(x₂ +x₃)=2589,6 * 0,234 - 4734,1 * 0,128= 0кН * м

Суммарный изгибающий момент «М_u»

А)

кН * м

кН * м

1)Определяем суммарные радиальные нагрузки, Н



2) Определение эквивалентной нагрузки Р_экв;

При вращении внутреннего кольца: V=1

Коэффициент динамичности (табл.9.19) К_?=1,2

Температурный коэффициент (табл.9.20) К_t=1

Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника.

С=43600

Долговечность, млн.об.

Число оборотов вала, об/мин:

Долговечность, часов:

5. Расчет валов на усталостную прочность

Уточненный расчет вала производится с целью определения прочности вала

При длительной работе по соотношению:

S- эквивалентный коэффициент запаса прочности;

- допустимый коэффициент запаса прочности.

Эквивалентный коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

1)Расчет быстроходного вала в сечении 1-1

Марка стали 40 Х

=320

-коэффициент концентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости;

Амплитудное значение напряжения:

- осевой момент сопротивления сечения вала для сплошного круглого сечения

Так как осевая сила равна F_a=0, тогда

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=200

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:

Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.



2)Расчет быстроходного вала в сечении 5-5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=200

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:

Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сплошного круглого сечения.

Эквивалентный коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

Полученное значение достаточно

1)Расчет тихоходного вала в сечении 1-1

Марка стали 45

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=150

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:

Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.



1)Расчет тихоходного вала в сечении 5-5

Марка стали 40 Х

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

=250

-коэффициент концентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости;

Амплитудное значение напряжения:



- осевой момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.

Так как осевая сила равна F_a=0, тогда

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=150

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:



Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.

Полученное значение достаточно

Валы	Материал вала	№ подшипника			S
Б	40Х	207	29433,6	31501,3	2888,9	706,5
Т	45	211	29433,6	40211,6	2826	1808,6

6. Конструктивные размеры редуктора

6.1 Выбор болтов

1)Толщина стенок корпуса крышки и крышки редуктора:

?= 0.025*а_w +1 =0.025*160+1=5

Принимаем толщину, мм: ?=8

2)Толщина фланцев корпуса и крышки, мм:

B=1,5*?=1,5*8=12

3)Толщина нижнего пояса корпуса, мм:

P= 2,5* ? = 2,5 * 8 =20

4)Диаметры болтов редуктора:

а.) фундаментных (их число равно 4) d₁ = (0,03...0,036)*а_w+12

d₁ = (0,03...0,036)*160 + 12 = 16,8…17,76 мм. Принимаем болты с резьбой М20.

б.)соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (0,5…0,6)*20 = 8…9,6. Принимаем болты с резьбой М12. в.) для крепления смотрового люка принимаем винты с резьбой М8.

5.)Болты крепящие крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = 0,7 d₁ = 0,7*20 = 15. Принимаем болты с резьбой М16.

Расстояние между стяжными болтами, мм:

L= 10 * d₃ =10 * 10 =100

Размеры определяющие положение болтов d₂, мм:

Е= 1,2 d₂* d₂=1,2 * 16 =19,2

Высота бобышки h_б под болт d₂, мм:

h_б =30

6.2 Расчет элементов корпуса

Материал корпуса обычно чугун CЧ10 или СЧ15. Стальные конструкции корпусов редукторов из листовой стали применяют редко, основное применение - крупногабаритные редукторы индивидуального изготовления. Толщина стенок стальных корпусов на 20%...30% меньше, чем у чугунных.

6.3 Масса редуктора

Масса редуктора, с межосевым расстоянием а_w =160мм ,

M=85 кг

7. Смазка редуктора

7.1 Выбор сорта масла

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким масло картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 15 м/с.

Устанавливаем вязкость масла: при контактных напряжениях _НР = 442,3 МПа и скорости v = 2.17 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 46*10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (по ГОСТ 17479.4-87), где И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок,46 - класс кинематической вязкости.

В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 15 м/с. Глубина погружения цилиндрического колеса составляет (0,5...5)m_n соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью различных маслоуказателей (жезловые и т.д.). При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

7.2 Смазка подшипников

При окружных скоростях более 2-х м/с смазка подшипников осуществляется за счет масляного тумана. На ведущий вал - шестерню редуктора устанавливаются маслоотражательные кольца. На ведомый вал устанавливаются такие же кольца.

7.3 Смазка колес

На дно корпуса редуктора заливается масло, в масляную ванну погружается зубчатое колесо (глубина погружения составляет 6 - 12 мм). Этот способ называется картерным непроточным. Но существуют и другие способы смазки - струйный, комбинированный. Смазка данного редуктора осуществляется картерным способом.

8. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов:

ведущий вал представляет собой вал-шестерню, поэтому шпонку закладывают только на выходной конец вала. Затем напрессовывают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до температуры 80...100С;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают нагретые в масле подшипники.

Так как редуктор горизонтальный, то в основание корпуса укладывается вал с колесом, а затем вал-шестерня. Поверхность стыка крышки и корпуса должна быть предварительно обработана спиртовым лаком. Для фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют шпильки.

Далее на валы ставят гайки шлицевые со стопорными многолапчатыми шайбами для регулировки радиально - упорных однорядных подшипников.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Крышки закрепляют болтами. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. После обкатки масло меняется..

8.1 Проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические по ГОСТ 23360.

Допускаемое напряжение на смятие:

?_см=70-100 Шпонка на входном валу.

Диаметр вала, мм: d₁ =30 глубина паза, мм: t₁ =5

Размер шпонки, мм: b=10 h= 8 l=36

Напряжение на смятие, МПа:

Шпонка под зубчатым колесом.

Диаметр вала, мм: , мм: d₂ =60 глубина паза, мм: t₁ =7

Размер шпонки, мм: b=18 h= 11 l=36

Напряжение на смятие, МПа:

Шпонка на выходном конце.

Диаметр вала, мм: d₁ =48 глубина паза, мм: t₁ =5,5

Размер шпонки, мм: b=14 h= 9 l=36

Напряжение на смятие, МПа:

Условия прочности выполняются

Заключение

При выполнении курсового проекта были последовательно решены конструкторские задачи: от анализа схемы привода через многовариантность проектных решений до его воплощения в рабочих чертежах.

Спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Его техническая характеристика:

крутящий момент на ведомом валу - 416Н*м;

частота вращения ведомого вала - 160,24 об/мин;

передача реверсивная, допускается спокойный постоянный режим работы.

Для смазывания зубчатой передачи предусмотрено применение масла И-Г-А-46 (ГОСТ 17479.4-87).

Приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, были рассмотрены новые идеи в создании машин, надежных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

Проект выполнен в соответствии с заданием.

Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Изд. 2 - е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2004. - 454 с.: ил., черт. - Б.ц.

2. Детали машин: Методические указания по выполнению курсового проекта / Сост. В.И. Мальцев Е.С., Гурьев. - Екатеринбург: Уральский институт ГПС МЧС России, 2004. - 110 с., ил.

3. Детали машин: Учеб. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Бойко, И.К. Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. - 2 - е изд., перераб. М.: Изд - во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. - 520 с. - (Сер. Механика в техническом университете; Т.8)

4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. «Детали машин: Атлас конструкций» 1983 г., 575 с.

5. Решетов Д.Р. (под редакцией) «Детали машин: Атлас конструкций» 1979 г., 367 с.

Приложение

форматт	Зона	Поз.	Обозначение	Наименование	Кол.	Примечание
		22		Колесо зубчатое	1
				Стандартные изделия
		25		Болт М8 х 25 ГОСТ 7798-70	8
		26		Болт М12 х 45 ГОСТ 7798-70	4
		27		Болт М14 х 35 ГОСТ 7798-70	12
		28		Болт М16 х 120 ГОСТ 7798-70	6
		29		Гайка М12 ГОСТ 5915-70	4
		30		Гайка М16 ГОСТ 5915-70	6
		31		Подшипник 207 ГОСТ 8338-75	2
		32		Подшипник 211 ГОСТ 8338-75	2
		33		Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70	12
		34		Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70	12
		35		Шайба 16 65T ГОСТ 6402-70	6
		36		Шпонка 14х9х63 ГОСТ 23360-78	1
		37		Шпонка 18х11х36 ГОСТ 23360-78	1
		38		Отжимной Болт М10 х 16 ГОСТ 7798-70	1
		39		Шпонка 18х11х36 ГОСТ 23360-78	1
		40		Манжета 1.1-35 х52-1 ГОСТ 8752-79	1
		41		Штифт 10h8 х40 ГОСТ 3128-70	1

Размещено на Allbest.ru