Привод лебедки

Содержание.DOC

Энерго-кинематический расчет привода5
Расчет передач редуктора8
1 Выбор материала термообработки и определение допускаемых
2 Проектный расчет передач редуктора 8
3 Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора10
4 Тепловой расчет редуктора
5 Расчет открытой цилиндрической передачи
Расчет валов привода
1 Проектный расчет валов привода
2 Проверочный расчет тихоходного вала
Подбор подшипников для валов привода
Расчет шпоночных соединений
Смазка редуктора и узлов привода
Техника безопасности
Список использованной литературы
Приложение А Расчет червячной передачи на ЭВМ
Приложение Б Спецификация к сборочному чертежу редуктора

Общий вид.dwg

Направл. линии. зуб.
Угол накл. лин. зуб.
Сталь 40Х ГОСТ4543-71
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ1050-88
Редуктор обкатать по 10-15 мин на всех режимах нагрузки
Редуктор цилиндрический двухступенчатый
ПЛ-5.25-26.03.00.00ВО
Осевое смещение валов электродвигателя и редуктора до 1 мм
Радиальное смещение валов электродвигателя и редуктора до 0
Угол перекоса валов до 30'
Технические требования
Скорость вращения барабана V =0
Общее передаточное число u =60
Окружное усилие каната Ft =5
Техническая характеристика
* Размеры для справок
Частота враения электродвигателя n=2910 обмин
Мощность электродвигателя Р=5
Приводной вал крепить к раме лебедки
Привод лебедки Чертёж общего вида

Титульник1.DOC

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное учреждение высшего профессионального образования
БЕЛОРУССКО-РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра: ”Основы проектирования машин и механизмов”
Курсовой проект по дисциплине “Детали машин”
Пояснительная записка
ПЛК-525-26.00.00.00ПЗ

Колесо.dwg

Неуказаные предельные отклонения размеров
Радиусы закруглений 4 мм.
6 болтов M10х22 затянуть до упора
спилить и раскернить
Остальные технические требования по
Межосевое расстояние
Число витков сопр. червяка
Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Колесо червячное Сборочный чертеж

Записка.doc

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. Детали машин являются одним из расчетно-конструкторских курсов в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют курсовой проект требующий от студента знания не отдельной дисциплины а ряда дисциплин в комплексе. Выполняя этот проект студент использует материал изученный в таких дисциплинах как сопромат материаловедение теоретическая механика и т.д. Курсовой по деталям машин является по своей сути творческой работой студента.
Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом студент выполняет расчёты учится рациональному выбору материалов и форм деталей стремится обеспечить их высокую экономичность надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования а так же всей дальнейшей конструкторской работы.
Энерго-кинематический расчет проекта
Мощность на выходном валу привода
Pp=Ft×V=525×055=289 кВт
где Ft – тяговое усилие на барабане кН;
V – окружная скорость мс.
Мощность потребляемая электродвигателем
Pэд=Ррh=289068=425 кВт
где h – общий К.П.Д. привода.
h=h3пп× hму×hчп×hцп =0993×098×078×092=068
где hпп hму hчп hцп – КПД соответственно подшипников муфты предохранительной червячной передачи и цилиндрической пары.
Определяем частоту вращения рабочего органа
nр=60000×V(p×D)=60000×055(314×220)=4775 мин-1
где D – диаметр приводного барабана мм.
Определяем оптимальную частоту вращения электродвигателя
nэд=nр×U0=4775×55=2626 мин-1
где U0 – общее ориентировочное передаточное число привода.
U0=Uред×U цп =22×25=55
где Uред – ориентировочное передаточное число редуктора.
U цп – передаточное число цилиндрической пары.
Исходя из вычисленных значений Рэд и nэд выбираем электродвигатель 4А100L2У3 с синхронной частотой вращения nд=2910 мин-1 и мощностью Рэд=55 кВт.
Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя
Определяем передаточное число привода
Определяем частоты вращения валов
n3=n2Uред=286524=11938 мин-1
n4=n3Uцп =1193825=4775 мин-1
Определяем мощности передаваемые валами
Р2=Р1×hпп×hму=425×099×098=412 кВт
Р3=Р2×hпп×hчп=412×099×078=318 кВт
Р4=Р3×hпп×hцп=318×099×092=29 кВт.
Определяем угловые скорости валов привода
w1=p×nд30=314×286530=300 рад-1
w3=w2Uред=30024=125 рад-1
w4=w3Uцп=12525=5 рад-1.
Определяем крутящие моменты на валах привода :
Т1=Р1w1=4250300=142 Н×м
Т2=Р2w2=4120300=137 Н×м
Т3=Р3w3=3180125=2544 Н×м
Т4=Р4w4=29005=580 Н×м
Таблица 1 – Результаты расчётов валов
Расчет передач редуктора
1 Выбор материала термообработки и определение допускаемых
Определяем скорость скольжения [2 стр. 211]:
Назначаем материал колеса БРОФ10-1 [2 табл. 9.4] при sт = 120 МПа; sв = 200 МПа; червяк – сталь 40Х закалка до 54 HRC витки шлифовать и полировать.
Определяем допускаемое контактное напряжение:
Определяем допускаемое напряжение изгиба:
2 Проектный расчет передач редуктора
По рекомендации [2 стр.201] принимаем число заходов червяка . Ориентировочно принимаем [2 стр.205].
Определяем число зубьев колеса:
Условие неподрезания зубьев выполняется.
По рекомендации [2 стр.201] учитывая стандартные значения коэффициента диаметра червяка q предварительно назначим . При этом в рекомендуемых пределах.
Находим приведенный модуль упругости по формуле [2 стр.208]
где Е1 и Е2 – модули упругости материалов червяка и колеса:
По формуле [2 стр.208] определим межосевое расстояние:
Принимаем m = 63 из стандартного ряда [2 стр.201].
Необходимый коэффициент смещения:
x = aw m – 05(q + z2) = 18863 – 05(125 +48) = -04
По условию неподрезания и незаострения зубьев значение x на практике допускают от -07 до +07.
Определяем делительные диаметры:
Определяем диаметры вершин зубьев:
Определяем диаметры впадин зубьев:
Определяем наружный диаметр колеса:
Определяем длину нарезанной части червяка:
По рекомендациям [2 табл. 9.1] принимаем мм
Определяем ширину венца колеса:
Определяем угол подъема винтовой линии:
Определяем окружную скорость червяка:
Проверяем выбранное значение vs:
Ранее было принято мс – материал БРОФ10-1 сохраняем.
3 Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора
Определяем торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:
Проверяем прочность по контактным напряжениям :
где - коэффициент учитывающий уменьшение длины контактной линии;
КН – расчетная нагрузка для червячных передач;
По рекомендации [2 стр.202] .
Расчетная нагрузка для червячных передач:
где коэффициент динамической нагрузки 1[2 стр.210];
коэффициент концентрации нагрузки [2 стр.210].
Прочность по контактным напряжениям соблюдается.
Определяем недогрузку.
Определяем силы в зацеплении
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
Проверяем прочность по напряжениям изгиба.
Определяем осевой модуль:
Эквивалентное число зубьев колеса:
Определяем напряжение изгиба:
где YF –коэффициент учитывающий форму зуба YF =145 [2 стр.209].
Прочность по напряжению изгиба соблюдается.
где угол трения [2 табл. 9.3].
4 Тепловой расчет редуктора.
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Мощность на червяке:
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:
где =03 – коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую раму;
- максимальная допустимая температура нагрева масла;
– поверхность охлаждения корпуса
KT – коэффициент теплоотдачи для чугунных корпусов и естественного охлаждения KT=15
Естественного охлаждения достаточно нет необходимости применения искусственного охлаждения.
Расчет передачи на ЭВМ см. приложение А.
5 Расчет модуля и выбор основных параметров открытой цилиндрической передачи.
Расчетный модуль зацепления:
коэффициент учитывающий форму зуба[3 табл. 4.2.3];
- коэффициент ширины шестерни относительно ее
диаметра[3 табл. 4.2.6];
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца[3 рис. 4.2.2вг];
коэффициент внешней динамической нагрузки[3 табл. 4.2.9];
Принимаем m=5 [3 табл.4.2.1]
Определяем делительные диаметры зубчатых колес:
Межосевое расстояние:
Принимаем межосевое расстояние aw = 160 мм [3 табл.4.2.2].
Определяем ширину зубчатого колеса:
b2 = ×aw = 05×160 = 80 мм
Ширина венца шестерни:
Расчет валов привода
1 Проектный расчет валов привода
Проектный расчет валов.
Материал вала – сталь 45 улучшенная; В=750МПа; Т=450МПа. Срок службы длительный нагрузка близка к постоянной допускается двукратная кратковременная перегрузка [2 табл.16.2.1]. Материал червяка Сталь 40Х.
Быстроходный вал – червяк:
Диаметр посадки полумуфты определяем по формуле из [5 стр. 15]:
Согласовав полученное значение с величиной диаметра вала электродвигателя принимаем d=18мм.
Диаметр для установки подшипников определяем по формуле из [5 стр. 15]:
Диаметр буртика для упора подшипников по формуле из [5 стр. 15]:
Средний диаметр вала при по формуле [2 стр.296]
Принимаем диаметр вала в месте посадки колеса .
Диаметр участка для постановки подшипника:
Диаметр буртика для упора колеса:
2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
Рисунок 1 – Схема нагружения тихоходного вала
;; ; ширина колеса – 60 мм; диаметр колеса (z=48;m=63); на выходном конце вала установлена шестерня; материал вала – сталь 45; улучшенная ; l=140мм а=70мм в=70мм с=115мм (Рисунок 1).
Определяем силу действующую со стороны шестерни:
Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости.
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов (рисунок 2).
Строим эпюру крутящих моментов (рисунок 2).
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения I-I под колесом ослабленное шпоночным пазом и сечение II-II рядом с подшипником ослабленное галтелью.
Для второго сечения изгибающий момент Больше нагружено 2-ое сечение.
Напряжение изгиба определяется по формуле [2 стр.301]
Напряжение кручения определяется по формуле [2 стр.301]
Проверим статическую прочность вала в этом сечении по формуле [2 с.302].
Условие прочности выполняется.
Определяем запас сопротивления усталости по изгибу по формуле [2 с.299]:
где - амплитуда переменной составляющей цикла напряжений;
- постоянная составляющая;
- коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
- предел выносливости;
- масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
Определяем по формуле [2 с.300]:
Определяем предел выносливости по формуле [2 с. 300]:
Определяем запас сопротивления усталости по кручению по формуле [2 с.299]:
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;
Определяем амплитуду переменной составляющей цикла напряжений по формуле [2 с.300]:
Определяем предел выносливости по формуле [2 с.300]:
Определяем запас сопротивления усталости по формуле [2 с.299]:
Проверяем жёсткость вала.
По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под подшипником. Полярный момент инерции сечения вала:
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr и Fш [2 табл. 15.2]:
Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Ft [2 табл. 15.2]:
Т.о. условие прочности и жёсткости выполняется.
Рисунок 2 – Эпюры нагружения тихоходного вала
Подбор подшипников для валов привода
Диаметр в месте посадки подшипника d=45мм n=11938 мин-1 ресурс Ln=21000 ч. режим нагрузки II [2 рис 8.42 и табл. 16.4] допускаются двукратные кратковременные перегрузки температура подшипника t1000с .
Реакции опор по формуле [2 стр. 340]:
Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии условное обозначение 7309 для которых по каталогу C=83000 Н С0=60000 Н е=034 Y=18 .
Выполняем проверочный расчёт подшипника.
Суммарная осевая составляющая по формуле [2 стр. 339]:
где е – параметр осевой нагрузки.
Принимаем [2 стр. 339].
Находим следующую осевую силу по формуле [2 стр. 339]:
Условия ; выполняются следовательно силы найдены правильно.
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле [2 стр. 335]:
где Х – коэффициент радиальной нагрузки [2 табл. 16.5];
Y – коэффициент осевой нагрузки [2 табл. 16.5];
V – коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращаетсяV=1 [2 стр. 335];
K – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки K =15 [2 стр. 335];
КТ – температурный коэффициент КТ =1 [1 стр. 335].
Т.к. рассчитываем только второй подшипник.
Т.к. рассчитываем только первый подшипник.
Эквивалентная долговечность по формуле [2 стр. 336]:
где КHE – коэффициент режима нагрузки [2 табл. 8.10].
Количество оборотов по формуле [2 стр. 336]:
Динамическая грузоподъёмность по формуле [2 стр. 332]:
где а1 – коэффициент надёжности [2 стр. 333];
а2 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла условий эксплуатации [2 табл. 16.3].
Рассчитанная динамическая грузоподъёмность меньше паспортного значения С. Условие по динамической грузоподъёмности выполняется.
Проверяем подшипник по статической грузоподъёмности.
Условие проверки и подбора:
При [2 стр. 337] эквивалентная статическая нагрузка с учётом двукратной перегрузки определяется по формуле [2 стр. 337]:
где Х0 Y0 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок.
Условие соблюдается.
Выбранные подшипники и их основные параметры заносим в таблицу 1.
Обозначение подшипников
Расчет шпоночных соединений
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину округляем до стандартного значения согласуя с размером ступицы.
Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле [ 2с.88]:
где Т – передаваемый момент Н×м;
d – диаметр вала мм;
h – высота шпонки мм;
[sсм] – допускаемое напряжение смятия МПа;
Проверяем шпонку установленную на тихоходном валу под червячным колесом. Определяем необходимую рабочую длину шпонки:
Определяем необходимую длину шпонки
где b – ширина шпонки мм;
Остальные шпонки рассчитываем аналогичным способом.
По результатам подсчётов составляем таблицу.
Таблица 2 – Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.
Определяем расчётный момент [4с. 189]:
где =2 - коэффициент режима работы [4 с.181]
Момент передаваемый муфтой 250 Н.м
Проверим муфту по напряжениям смятия резиновых втулок [4с.189]:
где мм – диаметр окружности на которой расположены пальцы
z = 3 – число пальцев
- длина резиновой втулки
Проверка муфты по напряжению изгиба пальцев[4c.189]:
Смазка редуктора и узлов привода
Смазка осуществляется окунанием зубьев червячного колеса в масленую ванну. При верхнем расположении червяка глубина погружения колеса в масло не должна превышать высоты зуба. Следовательно величина погружения колеса в масло составляет не более 8 мм.
Для смазки червячной передачи принимается масло повышенной вязкости. Вязкость масла рекомендуется выбирать в зависимости от скорости скольжения. Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85 имеющее кинетическую вязкость . В подшипники качения закладывается солидол жировой ГОСТ 1033-79.
Объём заливаемого масла определяем по формуле:
где - внутренняя длина редуктора
- внутренняя ширина редуктора
- высота масла в редукторе
Техника безопасности
При разработке редуктора учитывались требования безопасности и экологичности его работы.
На валах в крышках подшипниковых узлов предусмотрена установка уплотнений для защиты редуктора от попадания в него пыли и грязи а также для предотвращения вытекания масла из корпуса редуктора.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловеденье.
В ходе решения поставленных задач была усвоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надёжность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам так и при выполнении дипломного проекта.
Дунаев П.Ф.Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа 1998. – 447 с.
Иванов М. Н. Детали машин. Учебник для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 1991. – 383 с.: ил.
Курмаз Л. В. Проектирование. Учеб. пособие. Л. В. Курмаз А. Т. Скойбеда. – Мн.: Технопринт 2001. – 290 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцев Б.С. Расчёты деталей машин. – Мн.: Выш. шк. 1986. – 400 с.
Рогачевский Н. И. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. Методические указания. – Часть 1 – Могилёв.: ММИ 1997. – 24 с.
Рогачевский Н. И. Проектирование узлов и деталей машин. Технический и рабочие проекты. Методические указания. – Часть 2 – Могилёв.: ММИ 1998. – 55 с.
Рогачевский Н. И. Проектирование узлов и деталей машин. Рабочие чертежи деталей пояснительная записка. Методические указания. – Часть 3 – Могилёв.: ММИ 1999. – 48 с.

Редуктор.dwg

Формовочные уклоны - 3
Технические требования 1 *Размеры для справок 2 Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть слоем ЦИАТИМа-221 ГОСТ 9433-80 3 Покрытие наружних поверхностей: грунтовка ГФ-0119 ГОСТ 23343-78
эмаль ПФ-115 ГОСТ 6465-76
темно-серая 4 В редуктор залить масло МРТУ 38-1-185-65
в количестве 2.7 л 5 После сборки валы редуктора должны проворачи- ваться свободно без стуков и заедания
Редуктор обкатать по 15 минут на всех режимах нагрузки 7 Остальные технические требования по СТБ 1022-96
Техническая характеристика 1 Момент на тихоходном валу 254.4 Нм 2 Частота вращения быстроходного вала 2865 обмин 3 Передаточное число редуктора 24
ПЛ-5.25-26.02.00.00СБ

Моя спец.- Привод.doc

ПЛ-525-26.02.00.00СП
Кольцо стопорное В70
Манжета 1.1-80х105-1
Шайба концевая7019-6040

Моя спец.- Рама.doc

ПЛ-525-26.03.00.00ВО
ПЛ-525-26.00.00.00ПЗ
Пояснительная записка
А100L2У3 ГОСТ28330-89
-4000-65-1 ГОСТ 5006-94
ПЛ-525-26.01.00.00СБ
ПЛ-525-26.02.00.00СБ

Моя спец.- Сборочн..doc

ПЛ-525-26.01.00.00СБ
ПЛ-525-26.05.01.00СБ
ПЛ-525-26.01.02.00СБ
ПЛ-525-26.01.03.00СБ
Пробка сливного отв.
ПЛ-525-26.01.00.00СП
Подшипники ГОСТ27365-87
Шайба стопорная 52.01