Привод лебедки

Курсач (масштаб).dwg

Технические требования
Сварка ручная дуговая ГОСТ 5264-80 электродами ЭЧ2 по контуру
После сборки раму отжеч для снятия внутренних напряжений
Швеллер №14 ГОСТ 8240-89
ПЛ-170-1.00.00.000 СБ
Белорусско-Российский

Спецификация.doc

ПЛ-170-1.02.00.000 СБ
ПЛ-170-1.02.01.000 СБ
Опора подшипника левая
ПЛ-170-1.02.02.000 СБ
Опора подшипника правая
ПЛ-170-1.02.03.000 СБ
Муфта кулачково-дисковая
Кольцо стопорное В62
Кольцо стопорное В65
Шпонки ГОСТ 23360-78
ПЛ-170-1. .00.000 СБ
Белорусско-Российский
университет гр.ПДМР-061

Курсач (масштаб).dwg

Техническая характеристика:
Тяговое усилие на барабане 2
Скорость движения ленты 2
Технические требования:
Рабочий орган в сборочном виде должен проворачиваться
Допустимый перекос вала не более 3 градусов
Вал красить серой нитроэмалью
Подшипники смазать циатимом 221 ГОСТ9433-81
ПЛ-170-1. .00.000 СБ
Белорусско-Российский

Титульный лист.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное учреждение высшего профессионального образования
«Белорусско-Российский университет»
Кафедра «Основы проектирования машин»
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
Пояснительная записка
ПЛ-170-1.00.00.00 ПЗ
Консультант по проекту

Записка.doc

«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.
Энерго-кинематический расчёт привода
1 Подбор электродвигателя
Мощность потребляемая рабочим органом:
где Ft - окружное усилие кН;
V - скорость подъема троса мс.
Мощность потребляемая электродвигателем:
где – к.п.д. привода
где - к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи;
- к.п.д. четырех пар подшипников качения.
Частота вращения рабочего органа:
Желаемая частота вращения вала электродвигателя:
где - ориентировочное передаточное число привода.
где - ориентировочное передаточное число зубчатой цилиндрической передачи.
Исходя из вычисленных значений и выбираем электродвигатель 4А132S8У3 мощностью = 5.5 кВт и частотой вращения = 720мин-1.
2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Частоты вращения валов привода:
Угловые скорости валов привода:
Мощности передаваемые валами привода:
Крутящие моменты на валах привода:
Таблица 1 – Значения параметров элементов привода
Частота вращения n мин-1
Угловая скорость с-1
Крутящий момент Т Нм
Передаточное число u
Расчет передач редуктора
1 Выбор материалов термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
Для изготовления колёс и шестерён выбираем сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. Назначаем термообработку [1табл.8.8]:
- для колёс первой и второй ступени - улучшение 230 260НВ sВ = 850МПа sТ = 550МПа;
- для шестерни второй ступени – улучшение 260 280НВ sВ = 950МПа sТ = 700МПа.
- для зубьев шестерни первой ступени – азотирование поверхности 50 59HRC при твёрдости сердцевины 26 30HRC sВ = 1000МПа sТ = 800МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
где - предел контактной выносливости МПа [1табл.8.9];
- коэффициент безопасности [1табл.8.9];
- коэффициент долговечности
Для колёс первой и второй ступени:
sНО = 2НВ + 70 = 2×240 + 70 = 550МПа.
Для шестерни второй ступени:
sНО = 2НВ + 70 = 2×270 + 70 = 610МПа.
Для шестерни первой ступени:
Число циклов напряжений для колеса второй ступени:
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*08*24*57*095 = 23777 ч (2.3)
где L – срок службы годы;
- коэффициенты использования передачи в году и сутках.
NΣ = 60*36*23777 = 513*107
Для 230НВ базовое число циклов NHО = 12×107 [1рис.8.40].
Эквивалентное число циклов для колеса:
NHE = KHE*NΣ = 05*513*107 = 256*107 (2.4)
где KHE – коэффициент циклической долговечности [1табл.8.10].
Сравнивая NHE и NHО отмечаем что для колеса второй ступени NHE = 256×107 > NHО=15×106. Так как все другие колёса вращаются быстрее то аналогичным расчётом получим и для них NHE > NHО. При этом коэффициент долговечности = 1.
Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса как более слабому:
Для колеса первой ступени также а для шестерни первой ступени .
Допускаемые контактные напряжения для первой ступени:
[н] = ([н]1+[н]2 )2 = (550+875)2 = 712 МПа > 125[н]2 (2.5)
принимаем =1.25= 685МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где - предел выносливости зубьев МПа[1табл.8.9];
SF – коэффициент безопасности; SF » 1.55 1.75;
KFL – коэффициент долговечности;
KFС – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
sFО = 1.8НВ = 1.8×240 = 432МПа.
sFО = 1.8НВ = 1.8×270 = 486МПа.
sFО = 12HRCсерд+300 = 12×28+300 = 636МПа.
NFE = KFE ×NS = 0.3×2.3×107= 0.69×107(2.7)
где KFE – коэффициент циклической долговечности [1табл.8.10].
Сравнивая NFE и NFО отмечаем что для колеса второй ступени NFE = 0.69×107 > NFО = 4×106. Аналогичный расчёт получим и для всех остальных колёс. При этом коэффициент долговечности = 1. Передача не реверсивная KFС = 1.
Для колёс обоих ступеней:
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:
Предельные контактные напряжения[1табл.8.9]:
8×sТ =2.8×550 = 1540МПа. (2.8)
8×sТ =2.8×700 = 1960МПа.
×HRCпов =30×55 = 1650Мпа.
Предельные напряжения изгиба[1табл.8.9]:
74×НВ =2.74×240 = 685Мпа.
74×НВ =2.74×270 = 740Мпа.
2 Проектный расчёт передачи
Рассчитываем первую цилиндрическую косозубую передачу. Расчет производим с учетом размеров колеса второй ступени:
Назначаем диаметр колеса первой ступени
d2’ = 08*d2 = 08*3675 = 294 мм (2.9)
где d2 - диаметр колеса второй ступени
d1’ = d2’u1 = 2945 = 59 мм (2.10)
где u1 – передаточное число первой ступени.
Межосевое расстояние:
a’ = 05*(d2’+d1’) = 1765 мм (2.11)
Для определения ширины колеса b используем формулу решив ее относительно φba и приняв предварительно KH = 1:
где Епр – модуль упругости МПа;
Т – крутящий момент вала Н×м;
КНb – коэффициент концентрации нагрузки[1рис.8.15];
u – передаточное число;
– коэффициент ширины колеса относительно межосевого
расстояния[1табл.8.4].
b = *a’ = 008*1765 = 14 мм. (2.13)
При этом φbd = bd1’ = 023 не превышает допускаемых максимальных значений.
Принимаем φm = 10 и находим модуль:
mn = b φm = 1410 = 14 (2.14)
Принимаем mn = 15 мм.
Определяем угол наклона зубьев:
s = 20 – в рекомендуемых пределах (2.15)
где – коэффициент осевого перекрытия.
Определяем число зубьев шестерни:
z1= d1*cos mn = 59*093915 = 37 (2.16)
Определяем число зубьев колеса:
z2 = z1*u1 = 37*5=185.(2.17)
Фактическое передаточное число:
u1 = 18537 = 5.(2.18)
Уточняем значение по межосевому расстоянию:
cos = 05(z1+z2)mna = 05(37+185)*151765 = 094 = 20 (2.19)
Рассчитываем вторую цилиндрическую прямозубую передачу:
Межосевое расстояние:
где Епр – модуль упругости Мпа;
Т2 – крутящий момент вала Н×м;
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
bd = 05*ba*(u+1) = 05*04*5 = 1; (2.21)
Принимаем а = 230 мм.
b = ba*a = 04*230 = 92 мм. (2.22)
m = bm = 9240 = 203 мм(2.23)
где - коэффициент модуля в зависимости от жёсткости[1табл.8.5].
Принимаем m = 25 мм.
Суммарное число зубьев:
zΣ = 2am = 2*23025 = 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)
u = z2z1 = 14737 = 4. (2.27)
Делительные диаметры шестерни и колеса:
d1 = z1*m = 37*25 = 925 мм; (2.30)
d2 = 147*25 = 3675 мм. (2.31)
3 Проверочные расчёты передачи
3.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи по контактным апряженииям
Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям.
Для первой цилиндрической косозубой передачи:
где Т – крутящий момент вала Н×м;
КН – коэффициент расчётной нагрузки;
- угол зацепления; ; sin2a = 0.64
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.
где - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев
- коэффициент торцового перекрытия.
Определяем окружную скорость:
v = d1n160 = 314*59*720*10-360 = 22 мс(2.34)
KH = Khv * Kh = 11*104 = 1144(2.35)
где – коэффициент динамической нагрузки[1табл.8.3];
– коэффициент концентрации нагрузки[1рис.8.15].
Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку:
где Тпик – крутящий момент кратковременной перегрузки Н×м;
Тmaх – крутящий момент по контактной усталости зубьев Н×м
где К – коэффициент внешней динамической нагрузки.
[H]max = 1540 МПа. (2.38)
Условия прочности соблюдается.
3.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба:
где - коэффициент формы зуба [1рис.8.20];
- коэффициент расчётной нагрузки.
При смещении х = 0: для шестерни YF1 = 3.98; для колеса YF2 = 3.75.
Расчёт выполняем по тому из колёс пара у которого меньше:
Расчёт выполняем по колесу.
KF = KF * KF =131*113 = 148(2.40)
где КFb - коэффициент концентрации нагрузки[1рис.8.15];
КF – коэффициент динамической нагрузки[1табл.8.3].
Ft = 2*T1d1 = 2*5992*103925 = 1295 Н (2.41)
F1 = YFFtKF(bm) = 375*1295*148(92*25) = 3124 МПа [F] = 247 Мпа.
Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку по максимальному напряжению изгиба:
Fmax = 3124*2 = 6248 МПа [Fmax] = 685 МПа.
Условия прочности соблюдаются.
Для второй цилиндрической прямозубой передачи:
При смещении х = 0: для шестерни YF1 = 3.7; для колеса YF2 = 3.75.
[F1] YF1 = 36337 = 98.
[F2] YF2 = 247375 = 66.
KF = KF * KFv = 12*107 = 128.(2.43)
Ft = 2T1d1 = 2*59*10359 = 2000 Н. (2.44)
F2 = 375*07*2000*128(14*15) = 320 МПа [F] = 363 МПа.
Fmax = 320*2 = 640 МПа [Fmax] = 685 МПа.
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 [Н] = 500 МПа
передаточное число u = 4
коэффициенты KH = 115 ; ba = 04
модуль упругости = 21*105
Текст программы приведен в приложении Д. Полученные результаты сводим в таблицу 2.
Таблица 2 - Геометрические параметры
Суммарное число зубьев
Межосевое расстояние
Расчёт валов привода
1 Проектный расчёт всех валов привода
Произведём расчёт быстроходного вала
Диаметр ступени для посадки на неё полумуфты:
Принимаем d=32мм t=25мм r=25мм f=12мм.
Диаметр буртика для упора полумуфты:
d1= d + 2t = 32+225=37мм.(4.2)
Диаметр посадочной поверхности для подшипника:
dп ≥ d1-2t=37-225=32мм.(4.3)
Диаметр буртика для упора подшипника:
dбп = dп+3r = 335+325 = 41мм.(4.4)
Принимаем dбп = 41мм.
Произведём расчёт промежуточного вала
Диаметр ступени для посадки на неё колеса:
Принимаем dк = 50мм t=3мм r =3мм f=15мм.
Диаметр буртика для упора колеса:
dбк ≥ dк + 3f=50+315= 545.(4.6)
Принимаем dбк = 56мм.
dп ≥ dк – 3r = 50 – 33 =41.(4.7)
Принимаем dп = 40мм.
dбп ≥ dп+3r = 40+33 = 49мм.(4.8)
Принимаем dбп = 50мм.
2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
Исходные данные: Т=1082Нм n=36мин-1 диаметр колеса d2=3675мм (z=147 m=25); на выходном конце вала установлена муфта компенсирующая кулачково-дисковая; материал вала – сталь 45 улучшенная . Срок службы длительный нагрузка близка к постоянной допускается двукратная кратковременная перегрузка.
По формуле приближенно оцениваем средний диаметр вала при []=12МПа:
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:
Определяем силы в зацеплении:
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:
Сумма проекций всех сил на ось Y:
RA+RB-Ft+FM = 0. (4.17)
-Ft*136+RB*(136+136)+FM*(136+136+85) = 0;(4.18)
RB = (5896*136-8223*357)272 = -7844; (4.19)
-RA*(136+136)+Ft*136+FM*85 = 0; (4.20)
RA = (5896*136+8223*85)272 = 5517
Проверка RA+RB-Ft+FM = 0; 5517-7844-5896+8223 = 0
Рассмотрим реакции от сил Ft и FM действующих в горизонтальной плоскости.
-Fr*136+RB*(136+136) = 0; (4.22)
RB = (2146*136)272 = 1073; (4.23)
-RA*(136+136)+Fr*136 = 0. (4.24)
RA = (2146*136)272 = 1073
Проверка 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:
и = МWи = 763*103(01*803) = 149 МПа(4.26)
где Wи – изгибающий момент сопротивления мм3.
Напряжение кручения:
= ТWр = 1082*103(02*803) = 1056 МПа. (4.27)
Определим пределы выносливости:
-1 = 04*750 = 300 МПа; (4.28)
-1 = 02*750 = 300 МПа;
в = 06*750 = 450 МПа.
Определим запас сопротивления усталости по изгибу:
Определим запас сопротивления усталости по кручению:
где и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;
и - амплитуды постоянных составляющих;
- масштабный коэффициент= 0.7 [1 рис.15.5];
- коэффициент шероховатости = 1 [1 рис.15.6];
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при
изгибе и кручении = 1.7; = 1.4 [1 табл.15.1];
и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной
составляющей цикла напряжений =01; = 005
по формуле (15.6) из [1].
= = 05×= 528 МПа;(4.32)
Определяем запасы сопротивления усталости:
Строим эпюру изгибающих моментов эпюру суммарных изгибающих моментов эпюру крутящих моментов.
Подбор подшипников для валов привода
1 Предварительный выбор подшипников качения для всех валов привода
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
Обозначение подшипников
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 t100C°.
Определяем полные радиальные реакции опор А и В.
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= (XVFr+YFa)KбKT(5.3)
где ХY – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V – коэффициент вращения V=1;
Kб – коэффициент безопасности Kб=13;
KT – температурный коэффициент KT=1.
Pr= (117917 + 0)131=10292Н.
Условие грузоподъёмной работы подшипника:
где Ср – расчётная динамическая грузоподъемность Н.
где LE – расчётная нагрузка млн.об.
Определяем расчётную нагрузку:
где LhE – эквивалентная долговечность ч.
LhE=КHELh= 03523777 = 8321ч(5.7)
где КHE – коэффициент режима нагрузки КHE=035 [1 табл.8.10].
LE=6010-6368321 =1797млн.об.;
800 Н > 21795 Н – условие выполняется.
Проверим подшипник по статической грузоподъемности. Условие статической грузоподъемности:
где Ро – статическая грузоподъемность Н.Ро=XoFr+YoFa(5.9)
где Xo Yo – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок;
Принимаем Xo=06 Yo=05 c учётом двукратной перегрузки
Ро=2(067917+05×0) =9500.4НCo=37500Н.
Условие соблюдается.
Расчёт шпоночных соединений
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Шпонки изготавливают из материала – сталь 45 с пределом прочности . 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:
где T – крутящий момент Нм ;
h – высота шпонки мм;
d – диаметр вала мм;
lp = расчетная длина.
Определяем напряжения смятия на быстроходном валу:
Определяем напряжение смятия на промежуточном валу:
Определяем напряжение смятия на тихоходном валу:
Результаты расчётов сводим в таблицу 4.
Таблица 4 – Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
см=1951МПа≤ [см]=110МПа
прочность обеспечена
см=796МПа≤ [см]=110МПа
см=6017МПа≤ [см]=110МПа
см=1082МПа≤ [см]=110МПа
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.
где z – число пальцев
К=1 – коэффициент динамичности режима нагрузки
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:
где К=1 – коэффициент динамичности режима нагрузки
h =10 – рабочая высота выступов мм
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 мс.
При картерной смазке достаточно чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатых колёс пары.
Требуемая глубина погружения колеса в масло:
hm = (5 10)× m = 7.5×25 = 125мм(8.1)
Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85 имеющее кинетическую вязкость в количестве 127 литра.
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.
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
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд. перераб. - М.: Высш. шк. 1991. – 383с
Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов.- М.: Высш. школа 1975. – 547с
Чернин И.М. и др. Расчёты деталей машин. – Мн.: Высш. школа 1974. – 592с
Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт» 2001. – 290с
КОМПАНОВКА ЗУБЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
СПЕЦИФИКАЦИЯ К СБОРОЧНОМУ ЧЕРТЕЖУ ЗУБЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
СПЕЦИФИКАЦИЯ К ПРИВОДНОМУ ВАЛУ
ПЕРЕЧЕНЬ СОСТАВНЫХ ЧАСТЕЙ ПРИВОДА
ТЕКСТ ПРОГРАММЫ ДЛЯ РАСЧЁТА ПРЯМОЗУБОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОЛЕСА
Текст программы VBA:
Public Sub Koleso()
aw = 085*(u+1)*((E*T*K2)(G*u2*Y))13
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

Содержание.doc

Энерго-кинематический расчёт привода
1 Подбор электродвигателя
2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Расчет передач редуктора
1 Выбор материалов термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
2 Проектный расчёт передачи
3 Проверочные расчёты передачи
3.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи по контактным напряжениям
3.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
Расчёт быстроходной передачи с помощью ЭВМ
Расчёт валов привода
1 Проектный расчёт всех валов привода
2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
Подбор подшипников для валов привода
1 Предварительный выбор подшипников качения для всех валов привода и его обоснование
2 Проверочный расчёт подшипников качения ведомого вала редуктора на динамическую и статическую грузоподъёмность
Расчёт шпоночных соединений
Смазка редуктора и узлов привода
Техника безопасности и экологичность проекта
Список использованных источников

Деталировка.dwg

Белорусско-Российский
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Неуказанные предельныеотклонения
Остольные требования по СТБ 1022-96
Точность зубчатого колеса в
соотвецтвии с ГОСТ 1643-81
Формовочные уклоны 1
Неуказонные радиусы скруглений 2мм max
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
ПЛ-170-1. .00.000 СБ
Сталь 40 ГОСТ 1055-88
Степень точности по ГОСТ 1643-81

Спецификация1.doc

ПЛ – 170 – 1.00.00.000 СБ
ПЛ – 170 – 1. .01.000 СБ
ПЛ – 170 – 1. .02.000 СБ
ПЛ – 170 – 1. .00.001
ПЛ – 170 – 1. .00.002
ПЛ – 170 – 1. .00.003
ПЛ – 170 – 1. .00.004
ПЛ – 170 – 1. .00.005
ПЛ – 170 – 1. .00.006
ПЛ – 170 – 1. .00.007
ПЛ – 170 – 1. .00.008
ПЛ – 170 – 1. .00.009
ПЛ – 170 – 1. .00.010
ПЛ – 170 – 1. .00.011
ПЛ – 170 – 1. .00.012
ПЛ – 170 – 1. .00.013
ПЛ – 170 – 1. .00.014
Кольцо уплотнительное
ПЛ – 170 – 1. .00.015
ПЛ – 170 – 1. .00.016
ПЛ – 170 – 1. .00.017
ПЛ – 170 – 1. .00.018
ПЛ – 170 – 1. .00.019
ПЛ – 170 – 1. .00.020
Белорусско-Росийский университет
ПЛ – 170 – 1. .00.21
Болт М12×125-6g×37.58
Болт М10×125-6g×35.58
Болт М8×125-6g×20.58
Болт М6×125-6g×14.58
Гайка М12.4ГОСТ 5915-70

Курсач4.dwg

Технические требования
Поверхности соединения "корпус - крышка" перед сборкой покрыть
уплотнительной пастой типа Герметик
После сборки валы редуктора должны проварачиваться свободно
без стуков и заедания
Редуктор обкатать по 10 - 15 минут на всех режимах нагрузки
Техническая характеристика
ПЛ-170-1.00.00.000 СБ
Белорусско-Российский

Курсач1(с разрезами).dwg

Привод лебедки (масштаб).dwg

Техническая характеристика
Тяговое усилие на барабане 5
Скорость движения троса 0
Мощность электродвигателя 4 кВт
Частота вращения электродвичателя 705 обмин
Общее передаточное число 9
Технические требования:
Радиальное смещение валов не более:
двигателя и редуктора 0
редуктора и барабана 1 мм
Перекос валов не более: 1
ПЛ-170-1.00.00.000 СБ
Белорусско-Российский

Спец.перечень.doc

ПЛ – 170 – 1.00.00.000СБ
ПЛ – 170 – 1.00.00.000ПЗ
Пояснительная записка
Электродвигатель 4А132S8У3
Муфта МУВП 40 – 28– 1
Муфта кулачково-дисковая
Белорусско-Российский
Вновь разработанные изделия
ПЛ – 170 – 1.01.00.000
ПЛ – 170 – 1.02.00.000
ПЛ – 170 – 1.03.00.000