Проектирование привода к лебедке

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект.

по дисциплине: "Детали машин"

тема: "Проектирование привода к лебедке"

Введение

Все машины состоят из деталей. Детали машин - это составные части машины, каждая из которых изготовлена без применения сборочной операции. Число деталей в сложных механизмах может составлять десятки и сотни тысяч.

Курс "Детали машин" охватывает также совокупность совместно работающих деталей, обычно объединенных по назначению и называемых сборочными единицами или узлами. Характерными примерами узлов являются редукторы, коробки передач, муфты, подшипники.

Редукторы - это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов.

Схема редуктора

График нагрузки

Грузоподъемность,G=4,5кН

Скорость поднятия груза,V=0,8м/с

Диаметр барабана, D=200мм

Коэффициент использования суточный, Kc=0,5

Коэффициент использования годовой, Kг=0,7

Время службы, t=10лет.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

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

Рв=Ft·V

где Ft - окружное усилие равное G.

Рв=4,5·103Н·0,8м/с=3,6кВт.

Частоту вращения определяем по формуле:

Приближенно определяем к. п. д. двигателя

зобщ= з1 з2

где з1=0,96 - для быстроходного вала; з2=0,95 - для тихоходного вала; зобщ = 0,96·0,95=0,912

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.тр=Рв/ зобщ

Рэ.тр=3,6/0,912=3,95

Выбираем электродвигатель 4А112МВ6 с частотой вращения .

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

После выбора nдв определяем общее передаточное число привода:

Uобщ=n/nдв

Мощность на тихоходном валу принимаем равной Рт =3,6кВт, nт=76.

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



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

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

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

.

Подготовка расчетных параметров.

Время работы передачи

t = tг (лет)365(дней)24(часа)КгКс, час.

t = 10(лет)365(дней)24(часа)0,50,7=30660, час

2. Расчет тихоходной ступени (прямозубой передачи)

2.1 Выбор материала

Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качествами.

Сталь 40ХН, ув = 850МПа, ут =580МПа

Для прямозубой передачи как для шестерни, так и для колеса назначаем термообработку - улучшение с разностью твердости 10...20 единиц для обеспечения прирабатываемости:

для колеса тихоходной ступени - НВ=310

для шестерни тихоходной ступени - НВ=338

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Расчет по допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

где ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость вращения валов. Предварительно предполагаем, в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).

SH - коэффициент запаса прочности ( [10] табл.1.3).

ZN - коэффициент долговечности

NHG - базовое число циклов

NGH = (HB)3 12107.

NHG - базовое число циклов

NHE1 - эквивалентное число циклов шестерни

NHE1 = 60n1teH.

eH - коэффициент эквивалентности, который определяется по гистограмме нагружения

,

где Tmax - наибольший из длительно действующих моментов.

Ti - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в течении времени ti=it. Первая ступень гистограммы, равная по нагрузке Tпик=пикT, при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.

m - степень кривой усталости, равная 6. Таким образом,

.

Коэффициент эквивалентности показывает, что момент T, действующей в течении eHt времени, оказывает такое же усталостное воздействие как и реальная нагрузка, соответствующая гистограмме нагружения в течении времени t.

Эквивалентное число циклов колеса

.

Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов NHG ( [10] табл.1.5).

Для шестерни Для колеса

ZR=0,95, SV=1, ZH=1,2. ZR=0,9, SV=1, ZH=1,2.

NGH1 =3383=3,86107 12107. NGH2 =3103=2,98107 12107.

.

NHE1 = 605221024·0,5=3,28·107.

H1lim=2·338+70=746 H2lim=2·310+70=690

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух

Мпа

=590 Мпа.

2.3 Проектный расчет

Выбор расчетных коэффициентов.

Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбираем из интервала

KH = 1,3...1,5.

Так как в рассчитываемой передаче зубчатые колёса расположены симметрично относительно опор, KH выбираем ближе к нижнему пределу.

KH = 1,3.

Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса ( [10] табл.1.6).

а=0,4.

Определение межосевого расстояния.

Так как передача закрытая и одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводим на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

, мм.

где Ka = 450-числовой коэффициент;

T1 - момент на валу шестерни в Нм.

Вычисленное межосевое расстояние принимаем ближайшим стандартным по таблице 1.7. [10].

Выбор нормального модуля. Для зубчатых колёс при HB350 хотя бы для одного колеса рекомендуется выбрать нормальный модуль из следующего соотношения

в соответствии со стандартом ( [10].табл. 1.8). В первом приближении следует стремиться к выбору минимального модуля.

m=0,01·140=1,6.

Числа зубьев шестерни и колеса

Делительные диаметры

Выполним проверку:

.

Диаметры выступов:



Диаметры впадин:

Расчетная ширина колеса:

В прямозубой передаче b=bW.

Торцовая степень перекрытия:

.

.

Окружная скорость:

Степень точности передачи выбираем равной 8.

2.4 Проверочный расчет

Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

.

.

KHV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки. Они выбираются из таблицы 1.10 [10]. Если значение скорости попадает в промежутки диапазона, коэффициент подсчитывается интерполяцией.

KH и KF - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий). Их значения выбираются из таблицы 1.11 [10] интерполяцией.

KH и KF - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбирается из таблицы 1.12 [10]. интерполяцией.

KHV =1,05 KH =1,1 KH=1

KFV =1,1 KF =1,03 KF=1

KH=1,05·1,1·1=1,15

KF=1,1·1,03·1=1,13

Проверка по контактным напряжениям:

.

ZE - коэффициент материала.

Z - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

для прямозубой

;

для косозубой

ZH - коэффициент формы сопряжённых поверхностей, таблица 1.13 [10]

Ft - окружное усилие

.

ZE = 190.

ZH=2,5

Отклонение

.

Недогрузка 2,2% соответствует норме.

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

.

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

YR - коэффициент шероховатости переходной кривой ([10] табл. 1.14).

YX - масштабный фактор ([10] табл. 1.14).

Y - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения ([10] табл. 1.14).

YA - коэффициент реверсивности нагрузки ([10] табл. 1.14).

YN - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.

NFG - базовое число циклов. Для стальных зубьев

NFG = 4106.

m - степень кривой усталости.

m=6

В предыдущей и последующих формулах расчета усталостной изгибной прочности:

NFE1 - эквивалентное число циклов шестерни

eF - коэффициент эквивалентности

.

В соответствии с гистограммой нагружения, как и при расчёте на контактную прочность,

.

Эквивалентное число циклов колеса

.

SF и Flim - коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба выбираются из таблицы 1.15 [10].

YR =1,YX =1,03-0,006·6=0,994, Y =1,082-0,172·=0,94, YA =0,65

Для шестерни Для колеса

NFE1 = 6052210240,5=3,28·107

SF=1,7

Flim=1,75·338=591,5 Flim=1,75·310=542,5

Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

.

YFS - коэффициент формы зуба

.

X - коэффициент сдвига инструмента.

ZV - эквивалентное число зубьев

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

Для шестерни

X =1,ZV=33;

, Y=1;

Рабочие напряжения определяем для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение .

Действительный запас усталостной изгибной прочности

.

Для колеса

X =1

ZV=167

,Y=1

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

Проверка на контактную статическую прочность:

.

Tmax=Tпик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[]Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

.



.

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса:

.

- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улучшенных и поверхностно упрочнённых зубьев

.

Для шестерни Для колеса

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

3. Расчет быстроходной ступени (косозубой передачи)

3.1 Выбор материала

Сталь 40ХН

Для шестерни косозубой передачи назначим соответствующую термообработку - закалку, HRC=45(430HB), ув = 1600МПа, ут =1400МПа.

Для колеса косозубой передачи - улучшение, НВ=300, ув = 850МПа,

ут =600МПа.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Для шестерни Для колеса

R=0,95, SV=1, ZH=1,2 ZR=0,95, SV=1, ZH=1,2

NGH1 =4303=7,95107 12107 NGH2 =3003=2,78107 12107

NHE1 = 6026121024·0,5=16,57·107

,

H1lim=17·45+200=965 H2lim=2·310+70=670

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи.

Для расчета косозубых передач в качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимаем

 Мпа

Мпа

Кроме того, должно соблюдаться соотношение

Соотношение выполняется.

3.3 Проектный расчет

Выбор расчетных коэффициентов.

KH = 1,3.

Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса ( [10] табл.1.6).

а=0,16.

m=2.

Числа зубьев шестерни и колеса:

Предварительно выбираем угол наклона зубьев из интервала в=8…22°, в=15°.

После округления числа зубьев уточняем угол наклона зубьев:



.

Делительные диаметры:

Выполним проверку:

Диаметры выступов:

Диаметры впадин:

Расчетная ширина колеса:

b=bW.

Сделаем проверку ширины по достаточности осевого перекрытия

.

.

Условие выполняется.

Торцовая степень перекрытия:

Окружная скорость:

Степень точности передачи выбираем равной 8

3.4 Проверочный расчет

KHV =1,09, KH =1,08, KH=1,09, KFV =1,17, KF =1, KF=1,09.

KH=1,09·1,08·1,09=1,28

KF=1,17·1·1,09=1,27

Проверка по контактным напряжениям:

ZE = 190.

ZH=2,0

Отклонение

.

Недогрузка составляет 25%, как и следовало ожидать.

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба

YR =1, YX =1,05-0,005·6=0,994, Y =1,082-0,172·=0,94, YA =0,65

Для шестерни Для колеса

NFE1 = 60261210240,5=16,46·107

SF=1,7 SF=1,7

Flim=650 Flim=1,75·300=525

Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса:

Для шестерни Для колеса

X =1

Y=

Y=0,8

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

Проверка на контактную статическую прочность.

Для шестерни

Для улучшенных зубьев том числе, закалённых ТВЧ

.



Для колеса

Эти допускаемые напряжения предотвращают растрескивание поверхностных слоев зуба.

Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса:

Для шестерни Для колеса

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

4. Проектные расчеты валов

Предварительные значения диаметров (мм) валов редуктора определяем по формулам: для быстроходного(входного) вала:

для промежуточного:

для тихоходного (выходного):

где ТБ, ТПР,ТТ - номинальные моменты, Н·м.

Вычисленные значения диаметров округляем в ближайшую сторону до стандартных ([3], c.410, табл.24.1.).

d1=28мм, d2=38мм, d3=48мм.

Концы валов по ГОСТ 12080-66

1 Быстроходный вал.

Длина l=60мм, lКБ=50, r=1,6 с=1.

2 Тихоходный вал.

Длина l=110мм,, lКТ=78, r=2,5 с=2.

4.1 Определение нагрузок быстроходного вала

;

;

;

;

В плоскости ZOY:

=> ;

=> ;

В плоскости XOY:

=> ;

=> ;

;

;

Суммарный изгибающий момент:

4.2. Определение нагрузок промежуточного вала

;

;

;

В плоскости ZOY:

;

;

;

;

В плоскости XOY:

;

;

;

;

;

;

Суммарный изгибающий момент

4.3. Определение нагрузок тихоходного вала

;

;

;

Опредилим опорные реакции:

В плоскости ZOY:

=> ;

.

В плоскости XOY:

=> ;

=> ;

;

.

Суммарный изгибающий момент

4.4 Выбор расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "а", мм (рис. 4.1).

Примем его равным 7.



рис. 4.1

Расстояние b0, (мм) между дном корпуса и поверхностью колес принимаем равным: b0?3а

b0?3·7?21?25

Расстояние между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние Ls (мм) между зубчатыми колесами определяем по соотношению:

Ls=3a + B1 + B2,

где B1 и B2 - ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.

Ls=3·7 + 17 + 23=61.

5. Конструирование зубчатых колес

Колеса изготавливается из поковок, конструкция дисковая.

5.1 Прямозубое колесо

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Штамповочные уклоны г°=7°, R=8мм

Ширина торцов зубчатого венца

S=2,2·m + 0,05·b=2,2·1,6 + 0,05·60мм=6,4мм

Толщина диска

5.2 Косозубое колесо

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Штамповочные уклоны г°=7°, R=6мм

Ширина торцов зубчатого венца S=2,2·1,6 + 0,05·22мм=4,62мм

Толщина диска

6. Расчет шпоночных соединений

Исходные данные:

1. Вращающий момент на ведущем валу редуктора ;

2. Вращающий момент на промежуточном валу редуктора ;

3. Вращающий момент на ведомом валу редуктора ;

4. Материал шпонок - сталь 45;

5. Размеры сечений шпонок и пазов, а так же длина шпонок по ГОСТ 23360-78.

6.1 Расчет шпоночного соединения производится из условия прочности на смятие

где d - диаметр вала; k - рабочая глубина паза в ступице детали; l - длина шпонки; b - ширина шпонки;

Допускаемое напряжение смятия .

6.1.1 Ведущий вал

Расчет шпонки под муфту:

; k=3,5мм; ; b=8мм.

6.1.2 Промежуточный вал

Расчет шпонки под колесо:

; k=6,2мм; ; b=16мм.

6.1.3 Ведомый вал

Расчет шпонки под муфту:

; k=6,8мм; ; b=16мм.

Расчет шпонки под колесо:

; k=7,4мм; ; b=20мм.

Прочность на смятие шпонок обеспечена.

7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редуктора применим шариковые радиальные однорядные подшипники.

Расчет подшипников качения будем производить по динамической грузоподъемности, т. к. n1,об/мин, в соответствии с ГОСТ 18855-82 "Подшипники качения. Расчет динамической грузоподъемности, эквивалентной динамической нагрузки и долговечности";

Определение эквивалентной динамической нагрузки производим по формулам:

при

при

где Fr - радиальная нагрузка (опорная реакция), Н;

Fa - осевая нагрузка на подшипник, Н;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

e - коэффициент соотношения осевой и радиальной нагрузки. (Коэффициенты e и Y выбираются из таблицы А в зависимости от отношения Fa C0..);

V - коэффициент вращения кольца;

Kб - коэффициент безопасности;

Kт - температурный коэффициент.

Значения коэффициентов V, Kб и Kт принимаем одинаковыми для всех трех пар подшипников:

V=1. (вращается внутреннее кольцо)

Kб=1,5 (табл. 1).

Kт=1 (табл. 2).

7.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Предварительно выбираем подшипник №207- средней серии ([3], c.417, табл.24.10.).

d=35мм; D=72мм; B=17мм; r =2мм; C=25,5кН; C0=13,7кН.

d диаметр внутреннего кольца; D диаметр наружного кольца; B ширина; r фаска; C динамическая грузоподъемность; C0 статическая грузоподъемность.

Значения e опредилим из соотношения:

В соответствии с таблицей А ([7], c.6) промежуточные значения e и Y можно вычислить способом линейной интерполяции

;

,

где - расчетное отношение;

- ближайшее меньшее значение табличного интервала и соответствующие ему значения e1 и Y1;

- ближайшее большее значение табличного интервала и соответствующие ему значения e2 и Y2.

,

,Н.

В этой формуле P - эквивалентная динамическая нагрузка. В качестве номинальной постоянной нагрузки принимается наибольшая из длительно действующих нагрузок циклограммы.

- отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту (1=1);

Lh - суммарное время работы на всех уровнях нагружения.

Найдем потребную динамическую грузоподъемность по формуле:

Следовательно недогрузка подшипника:

Такое отклонение следует считать приемлемым.

7.2 Расчет подшипников промежуточного вала

Предварительно выбираем подшипник №309:

d=45мм; D=100мм; B=25мм; r =2,5мм; C=52,7кН; C0=30кН.

Недогрузка подшипника:

Такое отклонение следует считать приемлемым.

7.3 Расчет подшипников тихоходного вала

Предварительно выбираем подшипник №213:

d=65мм; D=110мм; B=23мм; r =2,5мм; C=56000Н; C0=34000Н.

Недогрузка подшипника несущественная. Поэтому оставляем подшипник этой серии.

8. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников

8.1 Конструктивные размеры корпуса и редуктора

Корпус и крышка редуктора изготавливается литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса и крышки корпуса 8мм

Толщина ребер жесткости корпуса C 8 мм

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой

Диаметр фундаментных болтов dф 1,25·dк =1,25·14= 20мм

Крышка люка

Крышка люка - стальная;

Толщина люка л = 3 мм;

Длина люка L?250мм;

Ширина люка H ?120мм;

Диаметр винтов с полукруглой головкой (для люка) d л?=8 мм.

8.2 Конструирование крышек подшипников

Крышку крепления выбираем привертную.

1. Крышка быстроходного вала.

Толщина стенки, у=6мм; Диаметр винтов, d=8; Число винтов, z=4;

Dф=D + (4…4,4)·d=72 + (4…4,4)·8?106мм;

Dп= Dф + 4…6=106 + 4…6?110мм.

2. Крышки промежуточного вала.

Толщина стенки, у=7мм;

Диаметр винтов, d=10;

Число винтов, z=6;

Dф=100 + (4…4,4)·8?140мм;

Dп= 140 + 4…6?144мм.

3. Крышка тихоходного вала.

Толщина стенки, у=7мм;

Диаметр винтов, d=8;

Число винтов, z=6;

Dф=120 + (4…4,4)·8?160мм;

Dп= 160 + 4…6?164мм.

8.3 Выбор опоры соосно-расположенных валов

Отверстия под подшипники выполняем непосредственно во внутренней стенке корпуса. Обработку отверстий ведут с двух сторон, образуя заплечики для подшипников обоих отверстиях. Это создаст определенные трудности при обработке. Однако при таком исполнении может быть достигнута наиболее высокая точность установки подшипников.

9. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

9.1 Расчет быстроходного вала

Сталь 40Х, В=790, Т=640, -1=370, ф-1=210, шф=0,1.

где В - предел прочности;

Т - предел текучести;

-1, ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

шф - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла;

Определим запас прочности вала в сечении со шпоночным пазом.

Расчет проведем по следующим зависимостям:

, ;

где Sу и Sф - коэффициент запаса по нормальным напряжениям

, ;

где уa и фa - амплитуды напряжений цикла;

m - среднее напряжение цикла;

;

;

W и Wк выбираем в зависимости от диаметра вала сечения ([4], c.168, табл. 10.6).

Пределы выносливости в рассматриваемом сечении

-1D = -1/КD, -1D = -1/ КD,

КD, КD - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения КD,КD вычисляются по зависимостям

КD = (К/ Кd + 1/ КF - 1)/ КV,

КD = (К/ Кd + 1/ КF - 1)/ КV,

где К, К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd, Кd - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF, КF - коэффициенты влияния качества поверхности;

КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К = 1,7; К = 2,05; КFу=1; КFу=1; Кdу = 0,77; Кdф = 0,77; Кv=1;

КD =2,2

КD =2,66

-1D = 370/2,2=168, -1D = 230/ 2,66=86,46;

шфD = шф/ КD=0,1/2,66=0,04

, что в пределах нормы.

Определим запас прочности вала в сечении под подшипник.

К/КD =3,5; К/Кdу =2,2

-1D = 370/3,5=105,7; -1D = 230/ 2,2=104,5;

шфD = шф/ КD=0,1/2,6=0,04

- что в пределах нормы.

Расчет на статическую прочность ( в сечении под подшипник).

20,6<<512

Таким образом, статическая прочность обеспечена с большим запасом.

9.2 Расчет промежуточного вала

Сталь 40Х, В=790, Т=640, -1=370, ф-1=210, шф=0,1.

Определим запас прочности вала в сечении со шпоночным пазом:

К = 1,6; К = 1,9; КFу=1; КFу=1; Кdу = 0,73; Кdф = 0,73; Кv=1;

КD =2,2; КD =2,6;

-1D = 370/2,2=168, -1D = 230/ 2,6=86;

шфD = 0,1/2,6=0,04

, что в пределах нормы.

Расчет на статическую прочность.

42,85<<512

Таким образом, статическая прочность обеспечена с большим запасом.

9.3 Расчет тихоходного вала

Сталь 40Х, В=790, Т=640, -1=370, ф-1=210, шф=0,1.

Определим запас прочности вала в сечении под подшипник, где наибольший.

К/КD =4,1

К/Кdу =2,2

-1D = 370/4,1=90, -1D = 230/ 2,2=104,5

шфD = 0,1/2,2=0,045

, что в пределах нормы.

Расчет на статическую прочность ( в сечении под подшипник)

;

;

;

;

32,37<<512

Таким образом, статическая прочность обеспечена с большим запасом.

10. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для смазывания передач применим картерную систему. Масло будем заливать в корпус редуктора так, чтобы в него были погружены венцы колес.

Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса.

Уровень погружения колес в масляную ванну выбираем равным hм?50мм

Марку масла выбираем по вязкости - И-Г-А-46 ([4], c.173, табл.11.1 и 11.2), где: И - индустриальное,

Г - для гидравлических систем,

А - масло без присадок,

46 - класс кинематической вязкости.

Так как у нас есть окружная скорость V 1 м/с, то в масло необходимо погрузить оба колеса ступеней.

Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются брызгами.

11. Расчет муфты

11.1 Подбор и проверочный расчет упругой муфты

Для соединения двигателя и редуктора применяем упругую муфту со звездочкой.

Исходные данные:

T - 41,1Нм; Pдвиг=4кВт; dдвиг=28мм; dв=28мм.

Коэффициент режима работы K принимаем 1,5;

Материал полумуфт - сталь35.

Расчетный момент, нагружающий муфту равен:

Тк=К·Т

Тк=1,5·41,1Нм=61,65Нм

По справочному пособию ([9], c.513) подбираем муфту.

Условное обозначение - Муфта 125-38-1-28-1-У1 ГОСТ 14084-93.

11.2 Расчет и конструирование упруго-предохранительной муфты

Для соединения редуктора и нагрузки применяем упругую втулочно- пальцевую муфту со срезным штифтом.

Исходные данные:

T - 450Нм; P=4кВт; d=56мм.

Коэффициент режима работы K принимаем 1,5;

Материал полумуфт - сталь45;

Материал втулок на предохранительной полумуфте - сталь 40Х с последующей термообработкой до твердости 50 - 60 HRC;

Материал штифтов - сталь45;

Расчетный момент, нагружающий муфту равен:

Тк=1,5·450Нм?675Нм

По справочному пособию ([9], c.513) подбираем муфту.

Условное обозначение муфты - Муфта 2000-56-1-У1 ГОСТ 21424-93.

Расчет упругой втулочно-пальцевой муфты.

Расчет втулок на смятие поверхности.

Материал втулок - резина;

где T - вращающий момент на ведомом валу редуктора;

lв - длина втулки;

dn - диаметр пальца;

z - число пальцев;

D1 - диаметр окружности на которой расположены оси пальцев;

[усм ] =1,92МН/м2.

T=1350Hм; lв =44мм; dn =24мм; z =10; D1=200мм.

Проверка пальцев на изгиб.

Материал пальцев - сталь 45, нормализованная.

где lп - длина пальца;

lп=52мм.

Расчет предохранительной полумуфты со срезным штифтом.

Требуемый диаметр штифта:

гдеdш - диаметр штифта, мм;

D0 - диаметр окружности на которой следует располагать штифты;

D0=57,5мм ( [6], c.283, табл. 6.4);

z - число штифтов;

z=2;

фпч ? 420Н/мм - предел прочности материала (сталь45) штифта на срез;

Тпред - разрушающий момент;

Тпред=1,1·Т=1,1·450Нм=495Нм

.

Другие конструктивные данные предохранительной полумуфты выбираем по справочному пособию ([6], c.283, табл. 6.4).

электрический лебедка подшипник смазочный

Список использованной литературы

1. Берпаховский Ю.С. Методические указания по расчету валов редуктора. - Ижевск: Ижевский механический институт 1988.

2. Боков К.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение 1964.

3. Голубков Н.С., Ибрагимов А.У. Методические указания к курсовому проекту по курсам "Основы конструирования машин","Детали машин".Ижевск 2000.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа 2001.

5. Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение 1983.

6. Решетов Д.Н. Атлас конструкций 1961г.

7. Ряховский О. А, Иванов. Справочник по муфтам, 1991г.

8. Сычев А.А. Методические указания по выполнению компоновки редуктора в курсовом проектировании по деталям машин. - Ижевск: Ижевский механический институт 1987.

9. Чернин И. М., Кузьмин А. В., Ицкович Г. М., Расчеты деталей машин (справочник) Минск 1974г.

10. Голубков Н.С., Алгоритм расчета закрытых зубчатых передач. Ижевск 2000.

Размещено на Allbest.ru

...