Привод грузоподъёмной лебедки

Колесо.dwg

КПДМ.151000.62.1914.01.01.003
Дл. общ. норм. на з.
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

ПЗ.docx

Федеральное агентство по рыболовству
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Астраханский государственный технический университет»
Кафедра «Подъёмно-транспортные машины
производственная логистика и механика
ПРИВОД ГРУЗОПОДЪЁМНОЙ ЛЕБЕДКИ
Пояснительная записка
к курсовому проекту по дисциплине
«ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ»
КПДМ.151000.62.1914.ПЗ
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Расчет передачи редуктора
Расчет открытой передачи
Предварительный расчет валов привода
Определение конструктивных размеров деталей передач
Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
Первый этап компоновки редуктора
Проверочный расчет валов на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения
Проверка долговечности подшипников
Проверка прочности шпоночных соединений
Уточнённый расчет валов
Выбор системы смазки и сорта масла
Список использованной литературы

привод.dwg

Привод грузовой лебёдки
КПДМ.151000.62.1914.01.00.СБ
Схема расположения болтов крепления рамы к фундаменту (1:10)
Ось выходного вала редуктора
Схема расположения болтов крепления элементов привода к раме (1:10)
Техническая характеристика:
Рэд = 15 кВт uред = 5 uц = 2
nэд = 974 обмин uобщ = 11
nвых = 85 обмин Твых = 1545
Непараллельность осей не более 0
мм на длине 100 мм. Радиальное смещение валов не более 0
мм. 2. Привод обкатать без нагрузки в течении не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускается. 3. После обкатки заменить масло в редукторе. 4. Ограждения условно не показаны. Установить ограждения муфты и цепной передачи.

редуктор.dwg

КПДМ.151000.62.1914.01.01.СБ
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть герметиком; 2. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания; 3. Регулировка подшипников осуществляется изменением толщины прокладок поз. 18 и 19; 4. В редуктор залить 3
л масла индустриального И-30А.
Техническая характеристика: P1 = 13
мм n2 = 194 обмин z2 = 130 = 12°50' T2 = 674

Вал.dwg

КПДМ.151000.62.1914.01.01.004
Дл. общ. норм. на з.
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H14

ПЗ_тело.docx

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
По таблице 1.1 (1) примем КПД пары цилиндрических косозубых колес
Коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения
КПД открытой цепной передачи
Мощность на валу привода грузовой лебедки
Среднее значение передаточных отношений:
для зубчатой передачи
для цепной передачи
В соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А160М6УЗ с параметрами: скольжение номинальная частота вращения
Пр оверим общее передаточное отношение
что можно признать приемлемым т.к. число находится в диапазоне 6-36.
Частные передаточные числа принимаем
- для цепной передачи
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и лебедки:
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Вал грузовой лебёдки
Вращающий момент на валу шестерни
Вращающий момент на валу колеса
Расчёт передачи редуктора
Выбираем материал для шестерни – Сталь 45 термическая обработка улучшение твердость HB230 для колеса – Сталь 45 улучшение твердость НВ200.
Допускаемые контактные напряжения:
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Принимаем согласно табл. 3.2 (1) .
- коэффициент долговечности. Принимаем .
- коэффициент безопасности. Для колес из улучшенной стали принимаем .
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
Требуемое условие выполнено.
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца примем выше рекомендуемого для этого случая значения т.к. несмотря на симметричное положение колёс относительно опор со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем по табл. 3.1 (1) как в случае несимметричного расположения колёс
Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию .
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где для косозубых передач.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
Нормальный модуль зацепления принимаем по рекомендации
Принимаем по ГОСТ 9563-60 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Уточнённое значение угла наклона зубьев:
Определим основные размеры шестерни и колеса.
Диаметры делительные:
Диаметры вершин зубьев:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
При такой скорости для косозубых колёс следует принять восьмую степень точности в соответствии с ГОСТ 1643-81.
Коэффициент нагрузки
Значение при твердости и несимметричном расположении колёс относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи принимаем по табл. 3.5 (1)
Значение принимаем по табл. 3.4 (1). При и восьмой степени точности
Для косозубых колес при имеем
Проверка контактных напряжений:
Силы действующие в зацеплении:
где - стандартный угол зацепления.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь коэффициент нагрузки
– коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев выбираем по ГОСТ 21354-87
Допускаемое напряжение
Для стали 45 улучшенной при твердости
– коэффициент безопасности
где – выбираем по табл. 3.9 (1).
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициент который введен для компенсации погрешности возникающей из-за применения той же расчётной схемы зуба что и в случае прямых зубьев.
Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
где – коэффициент торцового перекрытия степень точности зубчатых колес.
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
Расчет открытой передачи.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь по ГОСТ 13568-97.
Вращающий момент на ведущей звездочке
Число зубьев ведущей звездочки
Число зубьев ведомой звездочки
Тогда фактическое передаточное число
Отклонение что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки – учитывает условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.
– динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
– коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния;
– коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии центров;
– коэффициент зависящий от способа регулирования натяжения цепи;
– коэффициент зависящий от способа смазывания цепи;
– коэффициент учитывающий продолжительность работы передачи в сутки.
Ведущая звездочка имеет частоту вращения
Среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи при
Тогда шаг однорядной цепи (m = 1):
Подбираем по ГОСТ 13568-97 цепь ПР-38.1-127.
Характеристики цепи: шаг мм разрушающая нагрузка масса площадь проекции опорной поверхности шарнира
Проверяем давление в шарнире цепи:
Уточняем по табл. 7.18 (1) допускаемое давление:
Определяем число звеньев цепи:
Округляем до чётного числа .
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения
межосевого расстояния на 0.4% т.е..
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
Диаметры наружных окружностей звёздочек:
где диаметр ролика выбранной цепи.
Силы действующие на цепь:
окружная определена выше;
сила от провисания цепи
где коэффициент учитывающий расположение цепи;
расчётная нагрузка на валы .
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:
Предварительный расчет валов привода.
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении
Т.к. вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя то необходимо согласовать диаметры ротора и вала. У выбранного электродвигателя диаметр вала может быть 42 и 48 мм. Примем
Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-93. Муфта 250-32-1-40-1 с расточкой полумуфт до 33 и 42 мм.
Под подшипниками примем .
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем .
Диаметр выходного конца вала:
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда
Диаметр вала под подшипниками примем под зубчатым колесом
Определение конструктивных размеров деталей передач.
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры .
Колесо – кованное. . Диаметр ступицы
Определяем размеры ведущей звёздочки:
Определение конструктивных размеров корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки:
Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки.
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
Нижнего пояса корпуса:
Диаметр фундаментных болтов:
Принимаем болты с резьбой М20.
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников:
Принимаем болты с резьбой М16.
Диаметр болтов соединающих крышку с корпусом:
Принимаем болты с резьбой М12.
Первый этап компоновки редуктора.
Принимаем зазор между торцами шестерни и внутренней стенкой корпуса
Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса
Предварительно выбираем шарикоподшипники средней серии габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки
Условное обозн. подшипника
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется размером . Принимаем .
Измерением находим расстояние на ведущем валу мм и мм. Принимаем мм.
Глубина гнезда подшипника . Для 313 подшипника ; . Примем
Толщину фланца Δ крышки подшипника принимаем равной диаметру отверстия.
Высоту головки болта примем мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца примем на 5 мм больше шага . Таким образом
Измерением устанавливаем расстояние
определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала.
Проверочный расчёт валов на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения.
Схема нагружения валов:
Примем силунагружающую вал от муфты где – окружная сила передаваемая элементом который соединяет полумуфты.
где – диаметр элемента соединяющего полумуфты.
Для выбранной муфты МУВП 250-32-1-40-1 определяем по табл. 14.3.1 (2) .
Из предыдущих расчётов имеем:
Определим реакции опор:
Построим эпюры изгибающего момента используя метод сечений
Вычисляем суммарные изгибающие моменты по формуле в характерных точках:
Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты по формуле
где в случае реверсивной передачи:
Определяем расчётные диаметры вала в характерных точках по формуле
Расчетные диаметры не превышают диаметров принятой конструкции вала.
Плоскость XOZ. Определим реакции опор:
Определим изгибающие моменты:
Плоскость YOZ. Определим реакции опор:
Проверка долговечности подшипников.
Определим суммарные реакции в опорах валов:
Проверим соответсвие выбранного ранее подшипника 308 с параметрами полученным нагрузкам в наиболее нагруженной опоре B.
Эквивалентная нагрузка:
где (вращается внутреннее колесо) – коэффициент безопасности принимаем по табл. 9.19 (1) по табл. 9.20 (1).
Отношение ; этой величине по табл. 9.18 (1) соответствует .
Отношение ; следовательно
Расчётная долговечность млн. об.:
Расчётная долговечность ч:
Проверим соответсвие выбранного ранее подшипника 313 с параметрами полученным нагрузкам в наиболее нагруженной опоре C.
Примем учитывая что цепная передача усиливает неравномерность нагружения. Тогда:
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников). В нашем случае ресурс составляет 30 тыс. часов для ведущего вала и 41.6 тыс. часов для ведомого.
Проверка прочности шпоночных соединений
Материал шпонок – Сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице при чугунной .
длина шпонки (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм). Материал полумуфт – чугун СЧ20. Момент на ведущем валу .
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звёздочкой более нагружена вторая т.к. меньше диаметр вала и меньше размеры поперечного сечения шпонки. Проверяем шпонку под звездочкой.
длина шпонки (при длине
ступицы под звёздочку 90 мм) момент .
Уточнённый расчёт валов.
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующие).
Определим коэффициент запаса прочности S для опасных сечений и сравним их с допускаемыми значениями [S]. Прочность будет соблюдена при .
Материал вала тот же что и для шестерни т.к. шестерня выполнена заодно с валом т.е. Сталь 45 термическая обработка – улучшение.
По табл. 3.3 (1) при диаметре заготовки до 90 мм ( среднее значение . Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Рассмотрим наиболее опасное сечение ведущего вала – это сечение ослабленное наличием шпоночной канавки. При передаче вращающего момента через муфту сечение рассчитываем на кручение.
Коэффициент запаса прочности:
где амплитуда и среднее значение отнулевого цикла
Принимаем по табл. 8.5 (1) по табл. 8.8 (1).
Для выбранной стали принимаем .
Тогда коэффициент запаса прочности:
Согласно ГОСТ 31592-2012 необходимо предусмотреть возможность восприятия валом радиальной консольной нагрузки приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при
Изгибающий момент в выбранном сечении от консольной нагрузки:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где приняты по табл. 8.5 и 8.8 (1) - амплитуда цикла нормальных напряжений равная наибольшему напряжению изгиба в расчетном сечении - среднее напряжение цикла нормальных напряжений а т.к. осевая нагрузка на вал пренебрежимо мала принимаем .
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Результирующий коэффициент получился близким к коэффициенту запаса . Незначительное расхождение свидетельствует о том что консольные участки валов расчитанные по крутящему моменту оказываются прочными и учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений.
Материал вала – Сталь 45 нормализованная
Пределы выносливости:
Рассмотрим наиболее опасные сечения вала.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Суммарный изгибающий момент был определён ранее .
Момент сопротивления кручению (:
Момент сопротивления изгибу:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение .
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
В соответствии с таблицей 8.7 (1)
Осевой момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
Полярный момент сопротивления
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении К-К:
Концентрация напряжений обусловлена изменением диаметра с d65 на d60.
При и в соответствии с табл. 8.2. (1) коэффициенты концентрации напряжений масштабные факторы
Осевой момент сопротивления сечения:
Коэффициенты запаса прочности:
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении Л-Л:
Момент сопротивления сечения нетто:
Момент сопротивления кручению сечения нетто:
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении Б-Б:
Сведём результат проверки в таблицу:
Коэффициент запаса S
Выбор системы смазки и сорта масла.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса на 10 мм. Объём масляной ванны определяем из расчёта масла на 1 кВт передаваемой мощности:
По табл. 10.8 (1) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть равна . По табл.10.10 (1) принимаем масло индустриальное
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (1)) периодически пополяем его шприцем через пресс масленки.
Список использованной литературы
Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для сред. спец. учеб. заведений под ред. Д.В. Чернавского. – М.: Альянс 2005. – 415с.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учеб.-метод. пособие.- М.: Высшая школа 2005. – 309с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для средн. спец. уч. заведений. Калининград: Янтарный сказ 2005. – 456с.
Скойбеда А.Н Кузьмин А.В. Макейчик Н.Н. Детали машин. – Мн.: Вышэйш. шк. 2000. – 584с.
Эрдеди А.А. Детали машин: учебник для студентов учреждений сред. проф. образования – М.: Высш. шк. 2002. – 285с.
Иванов М.Н. Детали машин: учеб для студентов втузов. – М.: Высшая школа 2006. – 408 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. – М.: Машиностроение 2001.

специф_редуктор.dwg

КПДМ.151000.62.1914.01.01.СБ
КПДМ.151000.62.1914.ПЗ
Пояснительная записка
КПДМ.151000.62.1914.01.01.003
КПДМ.151000.62.1914.01.01.004
Указатель уровня масла
Крышка смотрового люка
Крышка торцовая глух.
Крышка торцовая с отв.
Кольцо мазеудерживающие
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 5 ГОСТ 6402-70
Штифт конический 10х36

специф_привод.dwg

КПДМ.151000.62.1914.01.00.СБ
Привод грузовой лебёдки
КПДМ.151000.62.1914.ПЗ
Пояснительная записка
Шайба концевая 7019-0638
КПДМ.151000.62.1914.01.01.СБ