Редуктор червячный 2

Редуктор.cdw

Коэффициент диаметра
Технические требования
регулировать прокладками
Червячное зачепление регулировать прокладками поз. 7.
Перед сборкой на плоскости разъема корпуса и крышек
нанести герметик У-30М ГОСТ 13489-79.
После сборки залить в редуктор 3
ТУ 38 101 191-88 до уровня контрольного отверстия.
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.00
Технические характеристики

Специф.редуктор.spw

ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.00
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.01
ЮУрГУ.МТ-34811.02.00.02
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.03
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.04
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.05
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.06
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.07
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.08
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.09
ЮУрГУ.МТ-348.11.0200.10
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.11
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.12
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.13
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.14
Крышки ГОСТ 18511 - 73
Крышки ГОСТ 18512-73
Манжеты ГОСТ 8752-73
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонки ГОСТ 23360-78

Привод лебёдки.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.СБ
Смещение валов электродвигателя и редуктора не более:
Смещение тихоходного вала редуктора и вала барабана не более:
Техническая характеристика
План фундамента (1:8)
Технические требования
*- размеры для справок.

Червячное колесо.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.01
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00.10
Материал венца-бронза БРО10Ф1 ГОСТ 613-79
Материал центра-чугун СЧ15 ГОСТ 1412-85
Радиусы скруглений 5 мм max
Коэффициент смещения
Исходный производящий
Межосевое расстояние
сопряженного червяка
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00.09

Спецификация привод.spw

ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.
ЮУрГУ.МТ-348.11.01.00
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00
Муфта комбинировання
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.04
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.05
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.06
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.07
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.08
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.09
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.10
Шпилька М16 х 50 ГОСТ 22039-76
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба 16 Л ГОСТ 6402-70
Болт М12 х 30 ГОСТ 15589-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Болт М12 х 28 ГОСТ 15589-70
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Болт М18 х 45 ГОСТ 15589-70
Шайба 18 Н ГОСТ 6402-70
Болт М20 х 38 ГОСТ 15589-70
Шайба 20 Н ГОСТ 6402-70

Барабан.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.01.00СБ
Техническая характеристика:
Техническая требования:
Полости подшипников заполнить смазкой солидол
Ж ГОСТ 1033-79 на 13 свободного пространства.
Плоскости разьемов корпусов и крышек покрыть
герметиком У-30M ГОСТ 13489-79.

Привод лебёдки.cdw

Смещение валов электродвигателя и редуктора не более:
Смещение тихоходного вала редуктора и вала барабана не более:
Техническая характеристика
План фундамента (1:8)
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.
Технические требования
*- размеры для справок.

Муфта.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00СБ
Технические требования
Муфту отрегулировать на передачу максимального вращающего
момента 2510Нм затянув пробку поз.8 до упора
Техническая характеристика

Муфта .cdw

Технические требования
Муфту отрегулировать на передачу максимального вращающего
момента 2510Нм затянув пробку поз.8 до упора
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00
Техническая характеристика

Вал.cdw

Червячное колесо.cdw

Материал венца-бронза БРО10Ф1 ГОСТ 613-79
Материал центра-чугун СЧ15 ГОСТ 1412-85
Радиусы скруглений 5 мм max
Коэффициент смещения
Исходный производящий
Межосевое расстояние
сопряженного червяка
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00.09
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.01
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00.10

Редуктор.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.00СБ
Коэффициент диаметра
Технические требования
регулировать прокладками
Червячное зачепление регулировать прокладками поз. 7.
Перед сборкой на плоскости разъема корпуса и крышек
нанести герметик У-30М ГОСТ 13489-79.
После сборки залить в редуктор 3
ТУ 38 101 191-88 до уровня контрольного отверстия.
Технические характеристики

Специф.редуктор.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.00
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.01
ЮУрГУ.МТ-34811.02.00.02
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.03
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.04
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.05
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.06
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.07
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.08
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.09
ЮУрГУ.МТ-348.11.0200.10
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.11
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.12
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.13
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00.14
Крышки ГОСТ 18511 - 73
Крышки ГОСТ 18512-73
Манжеты ГОСТ 8752-73
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонки ГОСТ 23360-78

Барабан.cdw

Техническая характеристика:
Техническая требования:
Полости подшипников заполнить смазкой солидол
Ж ГОСТ 1033-79 на 13 свободного пространства.
Плоскости разьемов корпусов и крышек покрыть
герметиком У-30M ГОСТ 13489-79.
ЮУрГУ.МТ-348.11.01.00

Спецификация привод.dwg

ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.СБ
ЮУрГУ.МТ-348.11.01.00СБ
ЮУрГУ.МТ-348.11.02.00СБ
ЮУрГУ.МТ-348.11.03.00СБ
Муфта комбинировання
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.04
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.05
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.06
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.07
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.08
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.09
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.10
Шпилька М16 х 50 ГОСТ 22039-76
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба 16 Л ГОСТ 6402-70
Болт М12 х 30 ГОСТ 15589-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Болт М12 х 28 ГОСТ 15589-70
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Болт М18 х 45 ГОСТ 15589-70
Шайба 18 Н ГОСТ 6402-70
Болт М20 х 38 ГОСТ 15589-70
Шайба 20 Н ГОСТ 6402-70

Аннотация.doc

Ткаченко А.В. Курсовой проект по курсу «Детали машин» Челябинск: ЮУрГУ МТ; 2008 50с. 14 илл. Библиография литературы 9 наименований. Графическая часть 3 листа формата А1 3 листа формата А3
Произведён расчёт червячного одноступенчатого редуктора разработана комбинированная муфта барабан и привод лебёдки.
В графической части выполнены чертежи привода лебёдки редуктора комбинированной муфты барабана тихоходного вала редуктора и червячного колеса.

ПЗ(Ткаченко А.В.).doc

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ . .7
1 Разработка кинематической схемы . ..7
2 Определение мощности на валу исполнительного механизма . 7
3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма . 7
4 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя . .8
5 Определение частоты вращения вала электродвигателя . 9
6 Выбор электродвигателя . 9
7 Определение передаточного отношения двигателя и редуктора . 10
8 Определение мощностей вращающих моментов и частот вращения валов . 10
9 Расчет редуктора на ЭВМ . .. ..11
10 Выбор оптимального варианта расчета редуктора11
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ .13
1 Материалы и термообработка зубчатых колес13
2 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев . ..13
3 Уточнение силовых и кинематических параметров привода .. ..14
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА 15
1 Геометрические параметры передач 15
2 Выбор степени точности .. 16
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ АКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ 17
1 Уточнение коэффициента нагрузки 17
2 Действительные контактные напряжения 17
3 Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу . .17
4 Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу . 18
5 Расчет червячной передачи на прочность при действии
кратковременных перегрузок . .18
6 Силы в зацеплении червячной передачи 19
7 Расчет червяка на есткость 20
СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА .. .. .21
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 21
1 Определение диаметров валов 21
2 Приближенный расчет вала . . 21
3 Расчет на усталостную прочность . .. .24
4 Конструирование червячных колес . .26
КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ 27
1 Назначение подшипников . .. . .27
2 Определение сил нагружающих подшипники .27
3 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности .29
СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА .. .31
1 Шпоночные соединения .. . 31
КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА .. . 32
РАСЧЕТ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ЭВМ .. . ..34
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА . . 35
1 Определение диаметров вала исполнительного органа . . . 35
2 Расчет на прочность вала исполнительного органа . . 35
3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала .. ..37
4 Подбор шпонок для вала исполнительного органа . . 37
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МУФТЫ .. . ..39
1 Выбор и обоснование муфты . .. 39
2 Расчет дисковой фрикционной муфты . .39
3 Проверочный расчет муфты упругой втулочно-пальцевой . ..40
Целью данного курсового проекта является проектирование привода лебёдки на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель соединенный при помощи ремённой передачи с червячным одноступенчатым редуктором который в свою очередь при помощи комбинированной муфты соединен с валом исполнительного механизма.
В рамках данного курсового проекта проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя проектный расчет редуктора на ЭВМ проверочный расчет редуктора расчет тихоходного вала редуктора на усталостную прочность расчет на этом валу подшипников на динамическую грузоподъемность расчет на прочность шпоночных соединений расчет зубчато-фрикционной муфты и исполнительного механизма.
Электродвигатель применяемый в приводе является 3-х фазным асинхронным.
Комбинированная (УВП-Ф) муфта служит для компенсации неточности установки валов и ограничения нагрузок в приводе.
Червячный одноступенчатый редуктор предназначен для передачи мощности между валами электродвигателя и исполнительного механизма.
Ремённая передача служит для передачи движения с увеличением крутящего момента от двигателя на редуктор.
Исполнительный орган представляет собой барабан.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Расчет ведется согласно методике изложенной в учебно-методическом пособии. [2]
1 Разработка кинематической схемы
Согласно техническому заданию и принятому обозначению элементов привода [1] составляем кинематическую схему (рисунок 1).
2 Определение мощности на валу исполнительного
Мощность P3 кВт на валу исполнительного механизма вычисляется по формуле:
где F3 – окружное усилие на исполнительном механизме F3 = 5000Н [задание];
V3 – линейная скорость вращательного движения исполнительного механизма в направлении действия усилия F3 V3=07 мс [задание].
3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма
Частота n3 мин – 1 вращения вала исполнительного механизма вычисляется по формуле:
где D – диаметр барабана D= 04 м [задание].
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода цепного конвейера
4 Определение расчетной мощности на валу
Расчетная мощность кВт на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:
где h - общий КПД привода.
Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:
где h1 –КПД ремённой передачи h2=095 [2];
h2 – КПД червячной передачи редуктора h1=085 [2] [2].
Мощность на валу электродвигателя:
5 Определение частоты вращения вала электродвигателя
Частота мин – 1 вращения вала электродвигателя определяется по формуле:
где i – передаточное отношение привода.
Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач:
i2 – передаточное отношение ремённой передачи i2=25 [2].
Интервал оптимальных передаточных отношений для данного привода
По формуле (5) определим интервал оптимальных частот вращения вала электродвигателя
6 Выбор электродвигателя
Выбираем электродвигатель с частотой вращения магнитного поля статора 1500мин –1 .
Электродвигатель выбираем из справочника [3] по следующим критериям:
частота вращения вала n = 1500 мин-1 паспортная мощность близка к 55 кВт этому соответствует электродвигатель АИР112М4 с паспортной мощностью 55 кВт частотой вращения электромагнитного поля статора nc=1500 мин –1 относительное скольжение вала S=45 %.
Определяем частоту вращения вала электродвигателя с учетом скольжения:
Эскиз выбранного электродвигателя с указанием габаритных присоединительных установочных размеров приведен в таблице 2 и на рисунке 2.
Рисунок 2 – Эскиз электродвигателя
7 Определение передаточного отношения двигателя и редуктора
Уточняем передаточное отношение привода:
Находим передаточное отношение редуктора:
8 Определение мощностей вращающих моментов
и частот вращения валов
Связь между мощностями и частотами вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями:
где к – порядковый номер вала исполнительного механизма к=3.
Вращающие моменты на валах определим по формуле
Результаты расчетов сведем в таблицу 2.
Силовые и кинематические параметры привода
9 Расчет редуктора на ЭВМ и уточнение выбранных величин
Для расчета редуктора на ЭВМ необходимо знать следующие параметры:
- передаточное отношение редуктора
- вращающий момент на тихоходном валу Т=9922 Нм;
- частота вращения быстроходного вала n=573 мин -1;
- ресурс редуктора t=8000 часов.
Результаты расчета приведены в приложении 1.
10 Выбор оптимального варианта расчета редуктора
Основным критерием выбора оптимального варианта расчета для дальнейшего проектирования обычно является масса редуктора. Во многих случаях важны и другие критерии: отношение заданного передаточного числа и полученного; КПД редуктора при длительной непрерывной работе и т.п. В данном случае выбор оптимального варианта будем определять на основании массы редуктора и материала венца червячного колеса. Так как первый и второй вариант отличаются только материалом венца расчётный вариант принимаем первый потому что у Бр010НФ (центробежное литье) допускаемые базовые контактные напряжения больше чем у Бр010Ф1 (литье в кокиль). Обоснование выбора представлено на рисунке 3.
Рисунок 3 – Выбор оптимального варианта расчет
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Материалы червяка и червячного колеса
Червяк изготавливается из качественной легированной стали 20X (ГОСТ 4543-71) подвергнутой цементации с последующей закалкой и низким отпуском до твердости 55 60HRC.
Венец червячного колеса изготавливается из оловянной литейной бронзы БрО10НФ (ГОСТ 613-79) центробежным литьем.
2 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев
Так как червячное колесо обладает меньшей контактной прочностью следовательно допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев будут определяться именно для него.
– допускаемые базовые контактные напряжения для БрО10НФ; [2]
– коэффициент долговечности для оловянных бронз. [2]
где эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях червячного колеса
где – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи;
– коэффициент характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на контактную прочность;
– для среднего нормального режима нагружения передач
где n-частота вращения вала на котором установлено червячное колесо мин-1;
– время работы передачи за весь срок службы привода ч;
3 Уточнение силовых и кинематических параметров привода
В таблице 3 показаны пересчитанные силовые и кинематические параметры привода с учётом выбранного редуктора.
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Межосевое расстояние в соответствии с первым выбранным вариантом расчета редуктора а=200 мм. Модуль(m) и коэффициент диаметра червяка(q): m=10 мм q=80
1 Геометрические параметры передач
Параметры червяка (рисунок 4):
делительный диаметр мм
начальный диаметр мм
где x коэффициент смещения инструмента.
делительный угол подъема линии витка
где z1 число заходов червяка
начальный угол подъема пинии витка в передачи со смещением инструмента
Длину нарезанной части червяка b1 вычисляют по формуле:
Значение b1 округляем до нормального линейного размера по ГОСТ 6636-69 b1=100. (По расчетам на ЭВМ b1=140)
Рисунок 4 Геометрические параметры червяка
Параметры червячного колеса (рисунок 5):
делительный и совпадающий с ним начальный диаметр мм
где z2 число зубьев червячного колеса
наибольший диаметр мм
при z1=1 2 ширина венца мм
Рисунок 5 - Геометрические параметры червячного колеса
2 Выбор степени точности
Показателю окружной скорости червячного колеса V2 соответствует 7 степень точности.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ АКТИВНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЗУБЬЕВ
1 Уточнение коэффициента нагрузки
где КV коэффициент динамической нагрузки учитывающий динамические нагрузки в зацеплении; вследствие плавности работы червячной передачи динамические нагрузки в ней сравнительно невелики и можно принять КV=1; [2]
K коэффициент концентрации нагрузки; учитывает неравномерность распределения нагрузки в зоне контакта вызванную деформациями червяка
где коэффициент режима. Для третьего режима =050; [2]
коэффициент деформации червяка определяемый в зависимости от z1 и q. Так как z1=2 q=8 то =57. [2]
2 Действительные контактные напряжения
условие выполняется.
3 Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу
Допускаемые напряжения изгиба зубьев червячного колеса МПа
где допускаемые базовые напряжения изгиба; для БрО10НФ =70МПа; [2]
коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья; =1; [2]
коэффициент долговечности; для бронз
NFE эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях червяного колеса
коэффициент характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на выносливость зубьев по изгибу; для третьего режима нагружения =0063
4 Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу
Действительные напряжения изгиба зубьев червячного колеса МПа
где YF коэффициент формы зуба червячного колеса; YF=161.
5 Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок
Проверка контактной прочности при действии кратковременной перегрузки.
где кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе
где HРma для БрО10НФ т=165МПа. [2]
Проверка изгибной прочности при действии максимальной нагрузки.
где допускаемые предельные напряжения изгиба;
6 Силы в зацеплении червячной передачи
Силы в зацепление червячной передачи изображены на рисунке 6.
где Ft1 окружная сила на червяке Н;
Fa2 осевая сила на червячном колесе Н;
где Ft2 окружная сила на червячном колесе Н
Fa1 осевая сила на червяке Н
где Fr1 радиальная сила Н
угол профиля червяка в осевом сечении; для архимедова червяка . [2]
Рисунок 6 - Силы в зацеплении червячной передачи
7 Расчет червяка на жесткость
Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Жесткость червяка оценивается по стреле прогиба.
При симметричном расположении опор стрела прогиба мм определяется по формуле:
где расстояние между опорами червяка м;
Е модуль продольной упругости червяка; для стального червяка ;
приведенный момент инерции сечения червяка
допускаемый прогиб червяка;
Условие выполняется.5 ВЫБОР СМАЗКИ
Исходя из условий работы редуктора его кинематических характеристик установлено что вязкость масла должна быть равна 25 мм2с ([2]) а температура масла 800 . Этой вязкости соответствует марка масла трансмиссионное ТСП-15k. [2]
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Силовые и кинематические параметры привода приведены в таблице 3. Расчет ведется согласно методике изложенной в учебно-методическом пособии. [4]
1 Определение диаметров валов
При отсутствии данных об изгибающих моментах диаметр цапф вала в местах установки подшипников рассчитывают из условия прочности на кручение при заниженных допускаемых напряжениях:
где T – вращающий момент Н·м;
[k] – допускаемые напряжения на кручение:
5 МПа – для быстроходного вала; [4]
5 МПа – для тихоходного вала. [4]
Определим соответствующие значения диаметров
Округлив полученные значения диаметров получим:
d1= 40мм d2= 70мм –диаметры выходных концов валов.
-диаметры валов под подшипники качения
(подшипник серии 7310А ГОСТ 27365-87); [6]
(подшипник серии 7516А ГОСТ 27365-87). [6]
2 Приближенный расчет вала
Приближенный расчет является проектным и ведется с учетом одновременного действия изгиба и кручения
Расчет проведем для наиболее нагруженного второго вала. (Эпюры распределения нагрузки представлены на рисунке 7). Для построения эпюр изгибающего и крутящего момента определим расстояние между опорами L. Оно складывается из
Диаметр вала под колесом расположенным между опорами принимаем
T – ширина подшипника Т=3525 мм (подшипник 7516А ГОСТ 27565-87);
L=108+3525+2·26=19525 мм.
Определим дополнительную нагрузку на вал от муфты:
Построим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости. Для этого определим реакции опор.
Построим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости. Для этого определим реакции опор.
Для сечения 2-2 суммарный изгибающий момент равен:
Рисунок 7 – Эпюры к расчёту тихоходного вала
Расчет на прочность проведем по наиболее опасному сечению I-I. Суммарный изгибающий момент определяется как
где Wх –момент сопротивления Wх=01dп3
где Wр – полярный момент сопротивления при кручении Wp=02d3.
3 Расчет на усталостную прочность
В сечении 2-2 концентраторами напряжений являются: галтель (рисунок 7).
Диаметр вала d = 90мм.
При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяется:
где - запас сопротивления усталости (33)
- запас сопротивления усталости (34)
В этих формулах sа и tа – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений sm и tm – постоянные составляющие:
ys и yt – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости ys=015; yt=01 (для легированных сталей [3]);
s-1 и t-1 – пределы выносливости s-1=500 МПа; t-1=300 МПа (для Стали 45); [6]
Kd и KF – масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности
Ks и Kt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при
изгибе и кручении при радиусе галтели r=16mm: Ks=35; Kt=21. [3]
Условие прочности выполняется.
Второе сечение рядом с подшипником ослабленное выточкой 1-1.
Для второго сечения:
диаметр вала d=80мм;
Найдем амплитуды переменных составляющих циклов напряжений по формулам (35) (36):
ys и yt – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости ys=015; yt=01; [3]
s-1 и t-1 – пределы выносливости s-1=500 МПа; t-1=300 МПа; [6]
изгибе и кручении: Ks=235; Kt=17.[3]
4 Конструирование червячных колес
Червячные колеса силовых передач всегда делают составными: венец 1 – из антифрикционного сплава центр 2 – из стального литья в малонагруженных передачах – из чугуна. Венец соединяют с центром при помощи посадки с гарантированным натягом резьбового соединения или заливки центробежным способом. Лучший способ крепления венца – заливка его центробежным способом. При этом обычно делают 6 цилиндрических шпонок.
Размеры конструктивных элементов колеса (рисунок 8):
фаски на торцах зубчатого венца
Рисунок 8 – Червячное колесо
КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
1 Назначение подшипников
Расчет ведется согласно методике изложенной в учебно-методическом пособии. [4]
Номер подшипника является функцией от диаметра вала. Поэтому назначим роликовые подшипники ориентируясь на среднюю серию. Для быстроходного вала примем 7310А ГОСТ 27365-87 для тихоходного – 7516А ГОСТ 27365-87 (рисунок 9). Расчет проведем для наиболее нагруженного тихоходного вала.
Рисунок 9 – Подшипник роликовый конический
2 Определение сил нагружающих подшипники
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения нормалей проведенных через середины контактных площадок. Для радиально-упорных подшипников расстояние a определяется аналитически (для роликовых конических однорядных подшипников):
a=05[3525+(80+140)0.43]=323 мм.
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор» определяется как
lп =l-2a=19525-2323=13065 мм.
Рисунок 10 – Схема нагружения подшипников
Определим реакции опор из условия равновесия моментов.
В горизонтальной плоскости
В вертикальной плоскости
Радиальная нагрузка на подшипник определяется как
3 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
Расчет ведется согласно методике изложенной в учебно-методическом пособии. [1]
При подборе подшипников по динамической грузоподъемности учитывается нагрузка и число ее циклов. Для роликовых подшипников справедливо равенство
где L – число циклов млн. оборотов;
с - динамическая грузоподъемность подшипника Н; (с=176 кН для 7516А)
Р – эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник Н;
а1 – коэффициент надежности при 90% а1=1; [3]
а2– коэффициент учитывающий качество материала и условия при конструировании а2=065. [3]
Для подбора подшипника представим формулу в виде
где t – срок службы привода в часах
Определим эквивалентную силу
где X Y – коэффициенты приведения радиальной и осевой нагрузок к условной X=04 Y=149; [3]
K– коэффициент безопасности учитывающий динамические нагрузки K=11 [3];
КТ – температурный коэффициент при t100°С КТ=1; [2]
КЕ – коэффициент эквивалентности учитывающий условие работы КЕ=04;
V – коэффициент вращенияпри вращении внутреннего кольца V=1.
Проводим расчёт по наиболее нагруженному подшипнику.
СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА
1 Шпоночные соединения
Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. Длину ступицы назначают на 8 10 мм больше длины шпонки.
Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей. Для простоты расчета предполагают что плечо сил действующих на шпонку может быть принято равным 05 d . Тогда условие прочности шпонки на смятие
где T=992 – вращающий момент на рассчитываемом валу Н·м;
k=5 мм – глубина врезания шпонки в ступицу;
d-диаметр ступени вала на котором расположена рассчитываемая шпонка;
На рассчитываемом валу одно шпоночное соединение 25х14х95 lр = 70 мм d = 90 мм k = 5.
условие прочности выполняется.
Рисунок 11 – Расчетная схема шпоночного соединения
КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпус редуктора состоит из стенок бобышек фланцев ребер и других элементов соединенных в единое целое. Корпуса современных редукторов должны иметь строгие геометрические формы: все выступающие элементы следует располагать внутри корпуса по осям валов ребра не ставить фундаментные болты располагать в выемках корпуса так чтобы лапы не выступали за его габариты крышку с корпусом соединять винтами ввертываемыми в корпус верх крышки редуктора делать горизонтальным проушины для подъема и транспортировки редуктора отливать заодно с крышкой.
Толщина стенки нижней части корпуса определяется как
где TT – вращающий момент на тихоходном валу Нм.
Толщина днища корпуса
Толщина стенки крышки корпуса
Так как мм примем мм.
Размеры фланца для соединения корпуса и крышки редуктора:
Для соединения крышки редуктора с корпусом используем винты с цилиндрической головкой и с шестигранным углублением под ключ по ГОСТ 11738-84 класса прочности 6.6. Диаметр винта
Винты крепления корпуса и крышки располагают только по продольным сторонам в районе бобышек стараясь максимально приблизить их к отверстию под подшипник. Расстояние между винтами должно быть не более 10dв=1012=120 мм. При этом расстояние между любыми отверстиями делают не менее 3 5 мм.
Крышку фиксируют относительно корпуса двумя коническими штифтами с внутренней резьбой по ГОСТ 9464-79. Диаметр штифтов
Диаметр dф и число nф фундаментных болтов для крепления редуктора к плите примем dф=М18 nф=4.
Лапы под фундаментные болты выполняются в нишах расположенных на возможно большем расстоянии друг от друга преимущественно по углам корпуса. Высота ниши при креплении редуктора винтами
Диаметр отверстий под фундаментные болты
Размеры лап под фундаментные болты:
Для подъема и транспортировки редуктора на крышке отливают проушины в виде ребра с отверстием. Толщину ребра принимают
РАСЧЕТ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ЭВМ
Расчет ременной передачи проводился на ЭВМ. Исходные данные:
Мощность на ведущем шкиве кВт .435
Частота вращения ведущего шкива 1мин 14325
Передаточное отношение передачи 26
Режим нагрузки передачи средний нормальный
Тип передачи .клиноременная
Ремень выбираем сечения В(Б) так как при данном сечении количество ремней равно 2 вместо 6 при сечении А.
Результаты расчета приведены в приложении 2.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА
1 Определение диаметров вала исполнительного органа
Диаметр вала будем рассчитывать из условия прочности.
Диаметр вала под барабан:
Диаметр вала под подшипники
2 Расчет на прочность вала исполнительного органа
Определим силы действующие на ветви ленты:
где F2=025F1 тогда Ft=075F1
Следовательно сила действующая на ведущую ветвь равна F1=Ft075=6667Н; на ведомую: F2=025×6667=1667Н.
Сила действующая на вал барабана: Fq=6667+1667=8334Н.
Крутящий момент на валу барабана: T=Ft×D2.
Окружное усилие на исполнительном органе Ft=5000Н.
Определяем реакции опор RA и RВ:
Эквивалентный момент в опасном сечении определяется как
Находим эквивалентное напряжение:
5≤1625 условие прочности выполняется
Построим эпюру нагружения вала (рисунок 12):
Рисунок 12 – Схема нагружения вала исполнительного органа
3 Подбор шпонок для вала исполнительного органа
Шпонки выбираются по диаметру вала на который они насаживаются. Данные приведены в ГОСТ 23360-78.
Шпонка b×h×lp ГОСТ 23360-78 (рисунок 11) .
где b- ширина шпонки;
lp – рабочая длина шпонки.
Под барабан: Шпонка 22×14×80.
Проверочный расчет шпоночного соединения тихоходного вала.
Выбранную шпонку проверяю на смятие:
где Т - передаваемый момент Нм;
допускаемое напряжение смятия.
4 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
Радиальная сила действующая на подшипник:
Расчет проводим на динамическую грузоподъемность С Cп (для подшипника 1215 Cп = 39000 Н Cп – паспортная грузоподъемность [6]) по формуле
где а1 – коэффициент надежности а1=1; [3]
а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2=1; [3]
n – частота вращения вала n=334 мин-1;
Lh – ресурс редуктора Lh=8000 часов;
Р – эквивалентная динамическая нагрузка:
где Х – коэффициент радиальной силы для подшипника Х = 1; [3]
V – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника V=1; [3]
Кб – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки Кб=15 [2];
КТ – температурный коэффициент КТ=1 [2].
Fr – радиальная сила действующая на подшипник
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МУФТЫ
1 Выбор и обоснование муфты
Для соединения выходного вала редуктора и привода лебедки применим комбинированную муфту состоящую из муфты упругой втулочно-пальцевой и дисковой фрикционной муфты [9].
Муфта упругая втулочно-пальцевая является простой по конструкции и имеет упругие элементы.
Дисковая фрикционная муфта является предохранительной муфтой и служит для предохранения привода от перегрузок.
Полученная комбинированная упруго предохранительная фрикционная муфта обладает следующей компенсирующей способностью:
Радиальное смещение – 04 мм;
Осевое смещение – 10 50 мм;
Угловое смещение - 1º.
2 Расчет дисковой фрикционной муфты
На рисунке 13 правая полумуфта.
Рисунок 13 – Эскиз комбинированной муфты
В данной муфте крутящий момент между полумуфтами передается за счет сил трения возникающих между дисками за счет прижимных пружин. Величина максимального момента регулируется степенью сжатия пружин.
В качестве фрикционных накладок на диски выбираем накладки из ретинакса коэффициент трения ретинакса по стали f = 03.
Наружный диаметр кольца трения:
где d – диаметр выходного конца тихоходного вала;
Приведенный радиус кольца трения:
Осевая сила от всех пружин муфты не должна превышать допускаемого значения.
Определим количество пар трения (а следовательно и количество дисков) исходя из момента действующего на муфту Т=992 Н.м с учетом коэффициента запаса К = 253 (кратность пиковых перегрузок в приводе) и допускаемого давления которое для дисков из ретинакса составляет [p]=03 МПа.
Предельное значение передаваемого муфтой момента на границе пробуксовывания:
Определяем число ведущих дисков Z1=05·Z=4 и ведомых Z2=Z1+1=5
Расчет пружин выполняют по усилию на число пружин. Определяем усилие приходящуюся на одну пружину при выключенной муфте:
Нагрузка пружин не должна уменьшаться более чем на 10% при износе дисков на 50%.
Определяем силу действующую на одну пружину при включенной муфте:
F2=11·F1=11·10462=11178 H.
где b – толщина пакета дисков b=40мм.
Так как посадка витка на веток недопустима то предельная нагрузка не должна превышать F2 при зазоре между витками Sр=0.1·d.
Выбираем для пружин стальную легированную проволоку 2 класса по ГОСТ 2771-81.
Находим диаметр проволоки
Принимаем d=5 мм D0=c·d=5·5=25 мм.
Определяем число рабочих витков пружины:
Полное число витков Z1=3+2=5
Определяем шаг пружины:
Определяем высоту пружины при полном сжатии витков:
Определяем высоту свободной пружины:
Вычислим отношение H0D0=32125=13
соблюдено то проверка пружины на устойчивость не нужна.
Все параметры пружины показаны на рисунке 14.
Рисунок 14 – Пружина сжатия
3 Проверочный расчет муфты упругой втулочно-пальцевой
Проверочный расчет пальцев на изгиб :
Проверочный расчет втулки на смятие:
Условие прочности выполняется.
Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1 А. В. Кузьмин Н. Н. Макейчик В. Ф. Калачёв и др. Минск: Высшая школа 1982.
Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин Е. П. Устиновский Ю. А. Шевцов А. Г. Уланов. – Челябинск: ЧГТУ 1992.
Детали машин: Учебное пособие М. Н. Иванов В. Н. Иванов – М: Высшая школа 1975.
Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин И. А. Пелипенко Ю. А. Шевцов - Челябинск: ЧГТУ 1991.
Стандарт предприятия. Курсовое и дипломное проектирование. Общие требования к оформлению: Н. В. Сырейщикова В. И. Гузеев Л. В. Винокурова – Челябинск: ЮУрГУ 2001
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш.шк. 2000.
Ряховский О.А. Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника 1991.
Чернявский С. А. Снесарев Б. С. и др. Проектирование механических передач: уч. пособие для вузов. – М.: Машиностроение 1984. – 560 с.
Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – М.: Машиностроение 1989.

титул.doc

Министерство образования и науки
Федеральное агентство по образованию
Южно-Уральский государственный университет
Кафедра «Основы проектирования машин»
Тема: Привод лебёдки
Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу Детали машин
ЮУрГУ.МТ-348.11.00.00.ПЗ
НормоконтролерРуководитель
студент группы МТ-348