Лазеры в вычислительной технике

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Техническое задание

2. Кинематический расчет и силовой расчет привода

3. Расчет открытой ступени

4. Расчет зубчатых колес редуктора (закрытой ступени)

5. Предварительный расчет валов редуктора

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Первый этап компоновки редуктора

10. Проверка долговечности подшипника

11. Уточненный расчет валов

Список использованных источников

1. Техническое задание

Цели и задачи курсового проекта:

Спроектировать и рассчитать привод грузовой лебедки, имеющей грузоподъемность G=4,1 тонны и скорость подъема груза V=15 м/мин. Привод двухступенчатый: первая ступень - закрытая (редуктор) цилиндрическая косозубая; вторая ступень - открытая, цилиндрическая прямозубая (вариант № 4).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1 Схема привода.

1) Вторая ступень привода лебедки. 2) Электродвигатель. 3) Муфта.

4) Редуктор. 5) Барабан лебедки.

2. Кинематический расчет и силовой расчет привода

Выбор грузового каната, расчет полиспаста и грузового барабана.

Расчет наибольшего натяжения каната.

Кратность полиспаста принимаем КПД полиспаста для блоков с подшипниками качения.

S=4100/(2*0,99)=20701 Н

Расчет наименьшего допустимого разрывного усилия каната.

Sp=n*S;

n=5,5 для механизмов подъема груза, работающих в среднем режиме.

Sp=5,5*20701=113856 Н

Выбор грузового каната.

Выбираем канат типа ЛК-Р по ГОСТ 2688-80 с прочностью проволок

Выбранный канат имеет диаметр d=15 мм и Sp=114500 Н.

Расчет минимального радиуса блока.

D=e*d

e=18 для механизмов подъема работающих в среднем режиме.

D=18*15=270 мм

Расчет минимального диаметра грузового барабана.

Принимаем

Расчет частоты вращения грузового барабана

Расчет мощности на барабане

Выбор электродвигателя.

Расчет КПД привода

, где

з₁ = 0,98 - кпд редуктора,

з₂ = 0,95 - кпд открытой ступени,

зм = 0,97 - кпд муфты,

зпп = 0,99 - кпд пары подшипников

Расчет требуемой мощности двигателя.

Оценка максимальной частоты вращения двигателя. Выбор электродвигателя.



Предварительно принимаем ;

По каталогу (стр. 390 [1]) выбираем электродвигатель. Исходя из полученной максимальной частоты вращения выбираю электродвигатель 4А160S6 c Pном =11 кВт; n_дв =1000 об/мин

примем передаточное число тихоходной ступени

передаточное число быстроходной ступени

Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала.

Расчет представлен в таблице 1.

Таблица 1.

Наименование вала	n,	щ,	Р, кВт	Т, Н•м
Быстроходный вал редуктора	970	102	10	98,0
Тихоходный вал редуктора	243	25,4	9,5	374
Вал барабана	33,7	3,53	8,86	2510

Частота вращения тихоходного вала:



Угловая скорость быстроходного и тихоходного валов:

Определим мощность тихоходного вала:

Крутящие моменты на валах

3. Расчет открытой ступени

привод грузовой лебедка редуктор

Расчет ведем по изгибу.

Выбор материалов. Расчет допустимых напряжений.

Выбираем сталь 45 улучшенную для шестерни и колеса с твердостью по Бринеллю, соответственно :

НВ1 =270 НВ2 =240

,

где KHL- коэффициент долговечности, равен 1 для долговечных передач.

Формула для расчета изгибных напряжений примет вид:

коэффициент запаса SF = 1,7 для кованых и штампованных зубчатых колес.

Расчет модуля зацепления.

KF - коэффициент нагрузки,

шbm - коэффициент ширины венца

Для консольного расположения шестерни KF = 1,7

Принимаем Z1=30, шbm=10; Т1- момент на тихоходном валу редуктора в Нм.

m=[3,8(2*374*1,7*10і)/(30*10*278)] ^1/3 =3,87 мм

YF =3,8 коэффициент формы для тридцати зубьев.

Найденное значение модуля округляем до стандартного m=4 мм

Расчет геометрических размеров зубчатых колес.

Z2=Z1*u2=30*7,1=213

d1= Z1*m=30*3,8=114,00 мм

d2= Z2*m=213*3,8=809,00 мм

dа1= d1+2m=114+7,6=121,6 мм

dа2= d2+2m=809+7,6=816,6 мм

df1= d1-2,5m=114-9,5=104,5 мм

df2= d2-2,5m=809-9,5=799,5 мм

b2= шbm*m=10*3,8=38 мм

b1=b2+5=38+5=43 мм

Расчет вспомогательных параметров.

Расчет сил действующих в зацеплении.

Проверочный расчет передачи.

YF2=3,6 (стр. 42 [1]); Yв- учитывает влияние угла наклона. Yв=1 для прямозубой передачи.

KF=KFб*KFв*KFх - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

KFб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

KFб=1 для прямозубых колес

KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.

По таблице (таб. 3.7 [1]) находим:

KFв=1,068 (столбец 2-несимметричное расположение),

KFх - коэффициент динамической нагрузки.

Значение KFх принимаем по таблице 3.8: KFх=1,25 (восьмая степень точности).

KF=1*1,07*1,25=1,335

Проверяю зубья по напряжениям изгиба:

Значение напряжения изгиба для шестерни и колеса удовлетворяет условию

4. Расчет зубчатых колес редуктора (закрытой ступени)

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 230;

для колеса- сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость НВ-200.

Допускаемые контактные напряжения:

,

где у Hlim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице (таб. 3.2, гл. 3 [1]) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

, где КHL - коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL =1; коэффициент безопасности [SH] =1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле:

;

для шестерни

для колеса

Расчетное допускаемое контактное напряжение равно:



Требуемое условие выполнено.

Коэффициент КHв, по таб. 3.1 [1] принимаем для симметричного расположения колес относительно опор.

КHв = 1,15

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле:

,

где для косозубых колес Ка=43

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 бw =250 мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

примем по ГОСТ 9563-60 mn=3 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев в=10 и определим числа зубьев шестерни и колеса по формуле:



принимаем z1=20, тогда z2= z1*u=20*7.1=142

Уточненное значение угла наклона зубьев

в = 13°36

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры

Проверка

диаметр вершин зубьев:

ширина колеса

ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ую степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения КНв берем из таб. 3.5 [1], при , твердости НВ?350 и несимметричном расположении колес относительно опор КНв=1.24

По таб. 3.4 [1], при и 8-й степени точности КНб=1.08

По таб. 3.6 [1], для косозубых колес при имеем КНх=1.0

Отсюда

Проверка контактных напряжений.

Силы действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Где коэффициент нагрузки

По таб. 3.7[1], при , твердости НВ<350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор

По таб. 3.8[1], ; таким образом, коэффициент

YF- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zх (формула 3.25 [1]):

у шестерни

у колеса

; (стр. 42 [1]).

Допускаемое напряжение находим по формуле:

По таб. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости.

Для шестерни

для колеса

- коэффициент безопасности,

где (таб. 3.9[1]),

( для поковок и штамповок);

Следовательно,

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yв и КFб (гл. 3[1]).

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия еб=1.5 и 8-й степени точности .

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

5. Предварительный расчет валов редуктора

Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

Диаметр выходного конца ведущего вала

У подобранного электродвигателя (таб. П 2,[1]) диаметр вала может быть 42 или 48 мм.

Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под

и

Диаметр под подшипники ведущего вала . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Диаметр выходного конца ведомого вала.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда:

Диаметр вала под подшипниками примем

Диаметр под зубчатым колесом

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом, ее размеры определены выше.

;

Колесо кованное: ;

Диаметр ступицы таб. 10.1,[1])

длина ступицы

принимаем

Толщина обода

примем

Толщина диска

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

, примем ;

, примем ;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

; ;

нижнего пояса корпуса , принимаем

Диаметр болтов: фундаментных ; принимаем болты с резьбой М 20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников ; принимаем болты с резьбой М 14 -для ведомого вала, болты с резьбой М 12 -для ведущего.

соединяющих крышку с корпусом ; принимаем болты с резьбой М 12.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности находим по формуле (ф.8.22,[1])



Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , при чугунной

Ведущий вал: d=32 мм; bЧh=10Ч8 мм, - глубина паза вала; длина шпонки вала (при длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм, таб. 11.5,[1]); момент на ведущем валу :

материал полумуфт МУПВ - чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал: d=45 мм; bЧh=14Ч9 мм, ;

длина шпонки вала под колесом , момент на ведущем валу :

Прочность шпоночных соединений достаточна.

9. Первый этап компоновки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

д = 0,025б_w+1 = 0,025· 250 + 1 = 7,25 мм. Принимаем д = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки b = 1,5д = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 18,8 мм. Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d₁=(0,03ч0,036)б_w+ 12 = (0,03ч0,036) ·250+12 =19,5 ч 21 мм

Принимаем d₁=20 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d₂=(0,05ч0,6)d₁ = (0,5ч0,6) ·20=10 ч 12 мм

Принимаем d=12 мм для болтов под бобышками, d=10 - для остальных.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса , при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса ;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса ;

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников ,

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
308	40	90	23	41,0	22,4
311	55	120	29	71,5	41,5

Для смазки подшипников принимаем пластичный смазочный материал. Сорт смазки - УТ1. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина составляет

Измерением находим расстояние на ведущем валу ,

на ведомом валу

Глубина гнезда подшипника ; примем

Толщина фланца крышки подшипника примерно равна диаметру отверстий под болты 14 мм.

10. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал:

Из расчетов имеем: ;;из первого этапа компоновки

Реакции опор: в плоскости xz

;

в плоскости yz

;

Проверка:

Суммарные реакции

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308:

Эквивалентная нагрузка по формуле:

,

в которой радиальная нагрузка , осевая нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для редукторов всех конструкций (таб. 9.19, [1]); (таб. 9.20, [1]).

Отношение

;

этой величине (по таб. 9.18, [1]) соответствует

Отношение

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

,

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал:

несет такие же нагрузки, как и ведущий вал

;;

Также действуют нагрузки от ведущей шестерни открытой передачи:

Из первого этапа компоновки , по замерам примем

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка:

следовательно вертикальные реакции найдены верно.

в плоскости yz

,

Проверка:

,

следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Суммарные реакции:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 312 серии (таб. П3, [1]):

d=60 мм, D=130 мм, B=31 мм, C=81.9 мм,

Отношение

,

этой величине (по таб. 9.18, [1]) соответствует

Отношение ; следовательно X=1, Y=0.

Отсюда

,

где Кб=1,2 (учитывая что зубчатое колесо открытой передачи усиливает неравномерность нагружения).

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

, где

- частота вращения ведомого вала. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс .

11. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при , где

Произведем расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка -улучшение.

По таб. 3.3[1], при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае ) среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм по таб. 8.5 [1]

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Примем (таб. 8.5 [1]), (таб. 8.8 [1]), (стр. 166 [1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Полученные значения удовлетворяют условию прочности.

Ведомый вал:

Материал вала - сталь 45 нормализованная;

Пределы выносливости

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: , ; масштабные факторы , (по таб. 8.8 [1]), коэффициенты и .

Крутящий момент .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости



Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б

Момент сопротивления кручению (d=60, b=18 мм, t1=7 мм)

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба.

, среднее значение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Другие сечения не проверяем, как менее нагруженные.

Список использованных источников

1. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М.: «Машиностроение», 1987 г.

2. П.Г. Гузенков «Детали машин» М.: Высш. шк., 1986 г.

3. В.И. Анурьев Справочник конструктора - машиностроителя, т.1-3

М.: «Машиностроение», 1980 г.

4. М.И. Кидрук «Компас -3D» Учебное пособие.

Размещено на Allbest.ru

...