Проектирование привода механизма подъема крана

Вал.cdw

Твёрдость материала - 200 230 НВ
Неуказанные предельные отклонения Н14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Колесо.cdw

взаимного расположения
разноименных профилей
Термообработкой - улучшение
Неуказанные предельные отклонения Н14
Сталь 35 ГОСТ 1050-88

редуктор.cdw

Технические требования:
Степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1758-81 - 8В
Гарантированный боковой зазор - 0
Допуск межосевого расстояния -
Предельное отклонение номинального размера высоты оси
вращения выходного вала редуктора относительно опорной
плоскости корпуса редуктора -
Залить в картер редуктора масло И50А
Редуктор обкатать в течении одного часа под рабочей нагрузкой
Наружные поверхности окрасить нитроэмалью зеленого цвета

спецификация.cdw

Пояснительная записка
Маслоотражательное кольцо
Болт М8х15 ГОСТ 7798-70
Болт М10х35 ГОСТ 7798-70
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Шарикоподшипник ГОСТ 8338-75

схема.frw

Вал.cdw

Твёрдость материала - 200 230 НВ
Неуказанные предельные отклонения Н14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Колесо.cdw

взаимного расположения
разноименных профилей
Термообработкой - улучшение
Неуказанные предельные отклонения Н14
Сталь 35 ГОСТ 1050-88

ПЗ.doc

Задание на проектирование4
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕТИКИ5
1 Выбор электродвигателя5
2 Определение передаточного числа редуктора6
3 Определение основных кинематических и
энергетических параметров передач редуктора6
РАСЧЕТЫ РЕДУКТОРНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ7
1 Выбор материалов термообработки и допускаемых напряжений7
2 Определение расчетного крутящего момента8
3 Расчет зубчатой цилиндрической передачи9
3.1 Проектный расчет. Расчет геометрии9
3.2 Проверочный расчёт зубьев колеса на выносливость
по контактным напряжениям11
3.3 Проверочный расчёт зубьев колес на
выносливость по напряжениям изгиба11
3.4 Определение сил в зацеплении зубчатой
цилиндрической передачи12
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА 13
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК НА СМЯТИЕ18
ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ И ПРОВЕРКА ИХ НА
Редуктор – механическое устройство предназначенное для понижения скорости передаваемой от двигателя к исполнительному механизму и увеличения крутящего момента.
Целью данного курсового проекта является разработка одноступенчатого шевронного редуктора для механической передачи привода подъёма крана с заданными характеристиками окружной скорости на барабане крана и усилия подъема.
В ходе курсового проекта будут проведены расчеты определяющие параметры редукторной передачи а также выбор электродвигателя параметров валов шпонок подшипников и проверочные расчеты вала.
На основании расчетов будут построены сборочный чертеж редуктора и детальные чертежи тихоходного вала редуктора и шевронного колеса тихоходной ступени.
Задание на проектирование
Рис.1 – Кинематическая схема привода
На рисунке позициями обозначены: 1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – редуктор (цилиндрический шевронный одноступенчатый); 4 – зубчатая муфта; 5 – приводная звездочка конвейера.
F – усилие на приводной звёздочке барабана лебедки; nвых – частота вращения приводной звёздочки барабана; М – электродвигатель.
Таблица 1.1 – Исходные данные для проектирования
Рекомендуемые значения
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕТИКИ
1 Выбор электродвигателя
Выбор электродвигателя производят по каталогам (ГОСТ 19523-81) в зависимости от рассчитанной требуемой мощности электродвигателя Pдв и частоту вращения его ротора – nдв.
Мощность на выходном валу привода
где F = 40 кН – сила подъема лебедки;
Vл = 15 мс – скорость подъема лебедки.
Частоту вращения холостой звездочки механизма подъема можно определить как
где DБ = 450 мм – диаметр холостой звездочки.
Требуемая расчетная мощность электродвигателя определяется как
где – общий КПД привода.
КПД привода характеризует потери мощности при передачи энергии от электродвигателя к исполнительному механизму. Его можно вычислить как произведение КПД элементов привода.
где – КПД соединительных муфт;
– КПД одной пары подшипников качения;
– КПД зубчатой цилиндрической передачи;
– КПД цепной передачи. [1]
выбираем асинхронный электродвигатель 4А 132М6 У3 ГОСТ 19523-81 мощностью Pдв = 75 кВт с синхронной частотой вращения вала nдв= 1500 обмин.
2 Определение передаточного числа редуктора
Учитывая что передаточное отношение открытой цепной передачи
Uоткрытой передачи= 50 и частота вращения холостой звездочки nвых=573 обмин определим частоту вращения приводной звездочки по формуле:
Передаточное число редуктора определим по зависимости:
По ГОСТ 2185-66 выберем окончательно передаточное число редуктора равное 50.
энергетических параметров передач редуктора
Определим мощности передаваемые валами редуктора по зависимостям
соответственно мощности передаваемые первым и вторым валами редуктора.
Частота вращения каждого вала редуктора:
Крутящие моменты передаваемые валами:
Определим предварительно диаметры валов по формулам:
где – допускаемое напряжение кручения [1].
Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1
Таблица 2.1 – Сводная таблица основных параметров передач редуктора
Передаточное число U
РАСЧЕТЫ РЕДУКТОРНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Выбор материалов термообработки и
допускаемых напряжений
Предварительно выберем материал для шестерни – сталь 40 термообработанную улучшением; для колеса – сталь 35 термообработанную улучшением.
Допускаемые контактные напряжения для стальных зубчатых колес определяются по зависимости:
Допускаемые напряжения изгиба:
где – пределы выносливости материалов колёс при базовом числе циклов соответственно: контактной и изгибной выносливости МПа;
– коэффициенты безопасности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба;
– коэффициент учитывающий реверсивность работы передачи и твердость поверхностей зубьев при работе зуба в обе стороны и твердости менее 350 единиц HB.
– коэффициенты долговечности по контактным напряжениеям и напряжениям изгиба; их вычисляют по зависимостям:
где N0 = 106 циклов – базовое значение числа циклов нагружения зубьев;
N – фактическое число циклов нагружения зубьев которое можно определить как:
где t = 8 лет – срок службы для зубчатой передачи;
kгод kсут = 1 – соответственно коэффициенты работы передачи в году и в сутки.
Если фактическое число циклов нагружения зубьев равно или больше базового то их принимают равными 1.
Результаты вычислений сведены в таблицу 3.1
Таблица 3.1 – Характеристики материалов шестерни и колеса.
Материал термообра-ботка
3 Определение расчетного крутящего момента
Проектный расчет зубчатой передачи будем производить по крутящему моменту на ведущем валу Т1 .
Расчетный крутящий момент на шестерне для расчета зубьев на выносливость по контактным и изгибным напряжениям:
где Т1 = 463 Нм – номинальный крутящий момент на шестерне;
– коэффициенты динамичности для степени точности зацепления – 8.
– коэффициенты при твердости зубьев ниже 350 НВ для шевронных передач.
3 Расчет зубчатой цилиндрической передачи.
3.1 Проектный расчет. Расчет геометрии
Ориентировочное значение межосевого расстояния определяется из условий контактной выносливости зубьев по расчетным зависимостям. Для цилиндрической шевронной передачи
где K1 = 430 – коэффициент для шевронной передачи;
– коэффициент ширины для шевронной передачи.
принимаем по ГОСТ 2185-66 стандартную величину мм.
Модуль передачи из стандартных значений по ГОСТ 9563-95 входящих в рассчитанный диапазон
Учитывая что угол наклона зубьев в шевронной передаче суммарное значение числа зубьев передачи число зубьев шестерни и колеса определяют по формулам
По округленным значениям чисел зубьев уточним передаточное отношение редуктора
После определения чисел зубьев необходимо уточнить угол .
Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2 находят как
Проверим значение межосевого расстояния по зависимости
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса определяют по зависимостям
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса вычисляют таким образом:
Ширину зубчатого венца одного шевронного колеса вычисляют по зависимости:
При монтаже передачи возможен относительный осевой сдвиг зубьев шестерни и колеса. Чтобы гарантированно обеспечить длину контактной поверхности зубьев заложенную в расчёты необходимо изготовить шестерню большей ширины чем колесо:
3.2 Проверочный расчёт зубьев колеса на
выносливость по контактным напряжениям
В силовых передачах зубья шестерни чаще попадают в зацепление (в передаточное число раз) чем зубья колеса. Поэтому материал и термообработку шестерни назначают такими чтобы её зубья имели большее допускаемое контактное напряжение чем зубья колеса.
Поскольку контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев шестерни и колеса равны (согласно 3-му закону Ньютона) а контактная прочность зубьев колеса меньше то именно зубья колеса подвергают проверочному расчёту на контактную выносливость по условию
где K2 = 7314 – коэффициент для шевронной передачи;
– уточненное значение крутящего момента.
Уточнение расчетных коэффициентов выполняют по значению фактической окружной скорости в зацеплении
Выбираем коэффициенты
Следовательно колесо удовлетворяет условиям выносливости по контактным напряжениям.
выносливость по напряжениям изгиба
Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняется по зависимости
Для раздвоенной шевронной передачи
Коэффициент формы зуба YF выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев.
Получаем значения коэффициентов Y1F = 39 Y2F = 36.
Вычислим соотношение допускаемого напряжения к коэффициенту формы.
Разница в значениях отношений незначительна значит что материалы и параметры термообработки назначены правильно. Т.к. отношение для шестерни меньше значит будем проводить расчет для шестерни. Коэффициент K3 = 1860.
Колесо и шестерня удовлетворяют условиям выносливости по напряжениям изгиба.
цилиндрической передачи
Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов цилиндрической косозубой передачи силу нормального давления на зуб Fn можно разложить на 3 составляющие:
Ft – окружную силу направленную по касательной к делительной окружности (для шестерни она противоположна направлению вращения а для колеса – совпадает с ним);
Fr – радиальную силу направленную по радиусу от точки зацепления к центру колеса;
Fa – осевую силу направленную вдоль оси колеса.
Данные составляющие при угле зацепления α = 20° можно вычислить как
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
Произведем уточненный расчёт тихоходного вала редуктора. Расчетная схема и эпюры моментов представлены на рисунке 2.
Рис.2 – Расчетная схема вала
В вертикальной плоскости действуют радиальные силы равные и реакции опор (в данном случае подшипников) которые можно вычислить как
В горизонтальной плоскости действуют окружные силы и реакции можно вычислить следующим образом
Также на вал действует крутящий момент T2 = 2247 Нм.
Определим суммарный изгибающий момент в сечении где действуют наибольшие изгибающие моменты
В этом сечении концентратором напряжений является посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз (d=45 мм; b=14 мм; t1= 55 мм ).
Материал ведомого вала – сталь 45 (термообработка - улучшение).
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба для углеродистой стали:
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле кручения:
В сечении действуют:
– изгибающий момент;
T2 = 3371 Нм – крутящий момент;
Осевой момент сопротивления:
Полярный момент сопротивления:
Площадь опасного сечения:
Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу
Касательные напряжения меняются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения.
Для посадки с натягом отношение определяем методом линейной интерполяции
Значение вычислим по формуле
Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определяются также методом линейной интерполяции:
Коэффициенты влияния размера поперечного сечения:
Из двух полученных значений для дальнейшего расчёта выбираем наибольшие значения ;
С учётом шероховатости поверхности вала под зубчатое колесо принимаем
коэффициент влияния шероховатости поверхности .
Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла
Примем что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует тогда коэффициент влияния упрочнения .
Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
Общий коэффициент запаса прочности
Усталостная прочность вала в данном сечении обеспечена.
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК НА СМЯТИЕ
Применяем шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Прочность шпонок проверяем исходя из условия прочности:
t1 – глубина паза вала;
T – крутящий момент на валу.
Допускаемые напряжения смятия –
d = 25 мм; b=8 мм; h=7 мм; t1 =4 мм; T=463 H·м.
d = 45 мм; b=14 мм; h=9 мм; t1 =55 мм; T=2247 H·м.
Условие прочности для шпонок выполнено.
С учётом того что рассчитываются подшипники тихоходного вала первоначально принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные лёгкой серии 209 со следующими параметрами:
диаметр вала в месте посадки подшипника d=35 мм;
наружный диаметр D=72 мм;
высота подшипника В=17 мм;
статическая грузоподъёмность С0 = 216 кН;
динамическая грузоподъёмность С=332кН.
Крутящий момент на валу TI = 3371;
Частота вращения тихоходного вала n2= 1000 обмин;
Нагрузки на подшипниках в опорах
Реакции в опорах найдены ранее при расчёте вала:
Расчёт подшипника ведём для наиболее нагруженной левой опоры считая что она воспринимает осевую нагрузку.
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
где КТ – температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t1050C принимаем КТ=1.
- коэффициент безопасности. С учётом зубчатой цилиндрической косозубой передачи 8-ой степени точности принимаем коэффициент безопасности .
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:
где m – показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Эквивалентная долговечность подшипника
где – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения.
Так как следовательно выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы и его долговечность обеспечена.
Исходя из того что допускаемые контактные напряжения МПа и окружная скорость получаем потребную вязкость которой соответствует масло индустриальное И-50А.
Исходя из того что уровень масла 50 мм а ширина и длина корпуса 320 и 125 мм. соответственно получаем объем масла:
Сборка редуктора производится на заводе изготовителе монтаж производится потребителем на раму потребителя.
Первоначально выполняется сборка быстроходного и тихоходного валов: надевание зубчатых колес подшипников колец с выборкой осевого зазора и осевой игры подшипников.
Собранные валы монтируются непосредственно в корпус редуктора и закрываются крышками. Верхняя крышка корпуса надевается на основание и фиксируется болтами по периметру.
После проведения геодезических измерений и выверки подготовленных рам по осям и высоте происходит монтаж редуктора на раму. Редуктор также фиксируется на ней болтами.
В редуктор заливается масло до нужного уровня и происходит его обкатка при определенных режимов в течении 48 часов после чего масло сливается и заливается новое. После этого редуктор обкатывается в рабочем режиме в течение одного часа.
В настоящем курсовом проекте был сконструирован одноступенчатый шевронный редуктор привода передачи подъемного механизма.
В ходе курсового проекта были выполнены следующие чертежи:
- сборочный чертеж редуктора;
- чертеж тихоходного вала;
- чертеж шевронного колеса.
Проведены расчеты для выбора электродвигателя параметров зубчатой передачи выбора подшипников шпонок сорта и потребного количества смазки а также прочностные расчеты тихоходного вала передачи.

ПЗ (без рамокr).doc

Задание на проектирование4
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕТИКИ5
1 Выбор электродвигателя5
2 Определение передаточного числа редуктора6
3 Определение основных кинематических и
энергетических параметров передач редуктора6
РАСЧЕТЫ РЕДУКТОРНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ7
1 Выбор материалов термообработки и допускаемых напряжений7
2 Определение расчетного крутящего момента8
3 Расчет зубчатой цилиндрической передачи9
3.1 Проектный расчет. Расчет геометрии9
3.2 Проверочный расчёт зубьев колеса на выносливость
по контактным напряжениям11
3.3 Проверочный расчёт зубьев колес на
выносливость по напряжениям изгиба11
3.4 Определение сил в зацеплении зубчатой
цилиндрической передачи12
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА 13
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК НА СМЯТИЕ18
ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ И ПРОВЕРКА ИХ НА
Редуктор – механическое устройство предназначенное для понижения скорости передаваемой от двигателя к исполнительному механизму и увеличения крутящего момента.
Целью данного курсового проекта является разработка одноступенчатого шевронного редуктора для механической передачи привода подъёма крана с заданными характеристиками окружной скорости на барабане крана и усилия подъема.
В ходе курсового проекта будут проведены расчеты определяющие параметры редукторной передачи а также выбор электродвигателя параметров валов шпонок подшипников и проверочные расчеты вала.
На основании расчетов будут построены сборочный чертеж редуктора и детальные чертежи тихоходного вала редуктора и шевронного колеса тихоходной ступени.
Задание на проектирование
Рис.1 – Кинематическая схема привода
На рисунке позициями обозначены: 1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – редуктор (цилиндрический шевронный одноступенчатый); 4 – зубчатая муфта; 5 – приводная звездочка конвейера.
F – усилие на приводной звёздочке барабана лебедки; nвых – частота вращения приводной звёздочки барабана; М – электродвигатель.
Таблица 1.1 – Исходные данные для проектирования
Рекомендуемые значения
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕТИКИ
1 Выбор электродвигателя
Выбор электродвигателя производят по каталогам (ГОСТ 19523-81) в зависимости от рассчитанной требуемой мощности электродвигателя Pдв и частоту вращения его ротора – nдв.
Мощность на выходном валу привода
где F = 40 кН – сила подъема лебедки;
Vл = 15 мс – скорость подъема лебедки.
Частоту вращения холостой звездочки механизма подъема можно определить как
где DБ = 450 мм – диаметр холостой звездочки.
Требуемая расчетная мощность электродвигателя определяется как
где – общий КПД привода.
КПД привода характеризует потери мощности при передачи энергии от электродвигателя к исполнительному механизму. Его можно вычислить как произведение КПД элементов привода.
где – КПД соединительных муфт;
– КПД одной пары подшипников качения;
– КПД зубчатой цилиндрической передачи;
– КПД цепной передачи. [1]
выбираем асинхронный электродвигатель 4А 132М6 У3 ГОСТ 19523-81 мощностью Pдв = 75 кВт с синхронной частотой вращения вала nдв= 1500 обмин.
2 Определение передаточного числа редуктора
Учитывая что передаточное отношение открытой цепной передачи
Uоткрытой передачи= 50 и частота вращения холостой звездочки nвых=573 обмин определим частоту вращения приводной звездочки по формуле:
Передаточное число редуктора определим по зависимости:
По ГОСТ 2185-66 выберем окончательно передаточное число редуктора равное 50.
энергетических параметров передач редуктора
Определим мощности передаваемые валами редуктора по зависимостям
соответственно мощности передаваемые первым и вторым валами редуктора.
Частота вращения каждого вала редуктора:
Крутящие моменты передаваемые валами:
Определим предварительно диаметры валов по формулам:
где – допускаемое напряжение кручения [1].
Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1
Таблица 2.1 – Сводная таблица основных параметров передач редуктора
Передаточное число U
РАСЧЕТЫ РЕДУКТОРНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Выбор материалов термообработки и
допускаемых напряжений
Предварительно выберем материал для шестерни – сталь 40 термообработанную улучшением; для колеса – сталь 35 термообработанную улучшением.
Допускаемые контактные напряжения для стальных зубчатых колес определяются по зависимости:
Допускаемые напряжения изгиба:
где – пределы выносливости материалов колёс при базовом числе циклов соответственно: контактной и изгибной выносливости МПа;
– коэффициенты безопасности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба;
– коэффициент учитывающий реверсивность работы передачи и твердость поверхностей зубьев при работе зуба в обе стороны и твердости менее 350 единиц HB.
– коэффициенты долговечности по контактным напряжениеям и напряжениям изгиба; их вычисляют по зависимостям:
где N0 = 106 циклов – базовое значение числа циклов нагружения зубьев;
N – фактическое число циклов нагружения зубьев которое можно определить как:
где t = 8 лет – срок службы для зубчатой передачи;
kгод kсут = 1 – соответственно коэффициенты работы передачи в году и в сутки.
Если фактическое число циклов нагружения зубьев равно или больше базового то их принимают равными 1.
Результаты вычислений сведены в таблицу 3.1
Таблица 3.1 – Характеристики материалов шестерни и колеса.
Материал термообра-ботка
3 Определение расчетного крутящего момента
Проектный расчет зубчатой передачи будем производить по крутящему моменту на ведущем валу Т1 .
Расчетный крутящий момент на шестерне для расчета зубьев на выносливость по контактным и изгибным напряжениям:
где Т1 = 463 Нм – номинальный крутящий момент на шестерне;
– коэффициенты динамичности для степени точности зацепления – 8.
– коэффициенты при твердости зубьев ниже 350 НВ для шевронных передач.
3 Расчет зубчатой цилиндрической передачи.
3.1 Проектный расчет. Расчет геометрии
Ориентировочное значение межосевого расстояния определяется из условий контактной выносливости зубьев по расчетным зависимостям. Для цилиндрической шевронной передачи
где K1 = 430 – коэффициент для шевронной передачи;
– коэффициент ширины для шевронной передачи.
принимаем по ГОСТ 2185-66 стандартную величину мм.
Модуль передачи из стандартных значений по ГОСТ 9563-95 входящих в рассчитанный диапазон
Учитывая что угол наклона зубьев в шевронной передаче суммарное значение числа зубьев передачи число зубьев шестерни и колеса определяют по формулам
По округленным значениям чисел зубьев уточним передаточное отношение редуктора
После определения чисел зубьев необходимо уточнить угол .
Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2 находят как
Проверим значение межосевого расстояния по зависимости
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса определяют по зависимостям
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса вычисляют таким образом:
Ширину зубчатого венца одного шевронного колеса вычисляют по зависимости:
При монтаже передачи возможен относительный осевой сдвиг зубьев шестерни и колеса. Чтобы гарантированно обеспечить длину контактной поверхности зубьев заложенную в расчёты необходимо изготовить шестерню большей ширины чем колесо:
3.2 Проверочный расчёт зубьев колеса на
выносливость по контактным напряжениям
В силовых передачах зубья шестерни чаще попадают в зацепление (в передаточное число раз) чем зубья колеса. Поэтому материал и термообработку шестерни назначают такими чтобы её зубья имели большее допускаемое контактное напряжение чем зубья колеса.
Поскольку контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев шестерни и колеса равны (согласно 3-му закону Ньютона) а контактная прочность зубьев колеса меньше то именно зубья колеса подвергают проверочному расчёту на контактную выносливость по условию
где K2 = 7314 – коэффициент для шевронной передачи;
– уточненное значение крутящего момента.
Уточнение расчетных коэффициентов выполняют по значению фактической окружной скорости в зацеплении
Выбираем коэффициенты
Следовательно колесо удовлетворяет условиям выносливости по контактным напряжениям.
выносливость по напряжениям изгиба
Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняется по зависимости
Для раздвоенной шевронной передачи
Коэффициент формы зуба YF выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев.
Получаем значения коэффициентов Y1F = 39 Y2F = 36.
Вычислим соотношение допускаемого напряжения к коэффициенту формы.
Разница в значениях отношений незначительна значит что материалы и параметры термообработки назначены правильно. Т.к. отношение для шестерни меньше значит будем проводить расчет для шестерни. Коэффициент K3 = 1860.
Колесо и шестерня удовлетворяют условиям выносливости по напряжениям изгиба.
цилиндрической передачи
Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов цилиндрической косозубой передачи силу нормального давления на зуб Fn можно разложить на 3 составляющие:
Ft – окружную силу направленную по касательной к делительной окружности (для шестерни она противоположна направлению вращения а для колеса – совпадает с ним);
Fr – радиальную силу направленную по радиусу от точки зацепления к центру колеса;
Fa – осевую силу направленную вдоль оси колеса.
Данные составляющие при угле зацепления α = 20° можно вычислить как
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
Произведем уточненный расчёт тихоходного вала редуктора. Расчетная схема и эпюры моментов представлены на рисунке 2.
Рис.2 – Расчетная схема вала
В вертикальной плоскости действуют радиальные силы равные и реакции опор (в данном случае подшипников) которые можно вычислить как
В горизонтальной плоскости действуют окружные силы и реакции можно вычислить следующим образом
Также на вал действует крутящий момент T2 = 2247 Нм.
Определим суммарный изгибающий момент в сечении где действуют наибольшие изгибающие моменты
В этом сечении концентратором напряжений является посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз (d=45 мм; b=14 мм; t1= 55 мм ).
Материал ведомого вала – сталь 45 (термообработка - улучшение).
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба для углеродистой стали:
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле кручения:
В сечении действуют:
– изгибающий момент;
T2 = 3371 Нм – крутящий момент;
Осевой момент сопротивления:
Полярный момент сопротивления:
Площадь опасного сечения:
Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу
Касательные напряжения меняются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения.
Для посадки с натягом отношение определяем методом линейной интерполяции
Значение вычислим по формуле
Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определяются также методом линейной интерполяции:
Коэффициенты влияния размера поперечного сечения:
Из двух полученных значений для дальнейшего расчёта выбираем наибольшие значения ;
С учётом шероховатости поверхности вала под зубчатое колесо принимаем
коэффициент влияния шероховатости поверхности .
Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла
Примем что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует тогда коэффициент влияния упрочнения .
Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
Общий коэффициент запаса прочности
Усталостная прочность вала в данном сечении обеспечена.
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК НА СМЯТИЕ
Применяем шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Прочность шпонок проверяем исходя из условия прочности:
t1 – глубина паза вала;
T – крутящий момент на валу.
Допускаемые напряжения смятия –
d = 25 мм; b=8 мм; h=7 мм; t1 =4 мм; T=463 H·м.
d = 45 мм; b=14 мм; h=9 мм; t1 =55 мм; T=2247 H·м.
Условие прочности для шпонок выполнено.
С учётом того что рассчитываются подшипники тихоходного вала первоначально принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные лёгкой серии 209 со следующими параметрами:
диаметр вала в месте посадки подшипника d=35 мм;
наружный диаметр D=72 мм;
высота подшипника В=17 мм;
статическая грузоподъёмность С0 = 216 кН;
динамическая грузоподъёмность С=332кН.
Крутящий момент на валу TI = 3371;
Частота вращения тихоходного вала n2= 1000 обмин;
Нагрузки на подшипниках в опорах
Реакции в опорах найдены ранее при расчёте вала:
Расчёт подшипника ведём для наиболее нагруженной левой опоры считая что она воспринимает осевую нагрузку.
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
где КТ – температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t1050C принимаем КТ=1.
- коэффициент безопасности. С учётом зубчатой цилиндрической косозубой передачи 8-ой степени точности принимаем коэффициент безопасности .
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:
где m – показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Эквивалентная долговечность подшипника
где – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения.
Так как следовательно выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы и его долговечность обеспечена.
Исходя из того что допускаемые контактные напряжения МПа и окружная скорость получаем потребную вязкость которой соответствует масло индустриальное И-50А.
Исходя из того что уровень масла 50 мм а ширина и длина корпуса 320 и 125 мм. соответственно получаем объем масла:
Сборка редуктора производится на заводе изготовителе монтаж производится потребителем на раму потребителя.
Первоначально выполняется сборка быстроходного и тихоходного валов: надевание зубчатых колес подшипников колец с выборкой осевого зазора и осевой игры подшипников.
Собранные валы монтируются непосредственно в корпус редуктора и закрываются крышками. Верхняя крышка корпуса надевается на основание и фиксируется болтами по периметру.
После проведения геодезических измерений и выверки подготовленных рам по осям и высоте происходит монтаж редуктора на раму. Редуктор также фиксируется на ней болтами.
В редуктор заливается масло до нужного уровня и происходит его обкатка при определенных режимов в течении 48 часов после чего масло сливается и заливается новое. После этого редуктор обкатывается в рабочем режиме в течение одного часа.
В настоящем курсовом проекте был сконструирован одноступенчатый шевронный редуктор привода передачи подъемного механизма.
В ходе курсового проекта были выполнены следующие чертежи:
- сборочный чертеж редуктора;
- чертеж тихоходного вала;
- чертеж шевронного колеса.
Проведены расчеты для выбора электродвигателя параметров зубчатой передачи выбора подшипников шпонок сорта и потребного количества смазки а также прочностные расчеты тихоходного вала передачи.

Титульник.doc

Федеральное агентство по образованию и науке Российской Федерации
Федеральное Государственное автономное образовательное учреждение ВПО
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА КРАНА
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА»
Студент группы: Пу-211С АТ

редуктор.cdw

Технические требования:
Степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1758-81 - 8В
Гарантированный боковой зазор - 0
Допуск межосевого расстояния -
Предельное отклонение номинального размера высоты оси
вращения выходного вала редуктора относительно опорной
плоскости корпуса редуктора -
Залить в картер редуктора масло И50А
Редуктор обкатать в течении одного часа под рабочей нагрузкой
Наружные поверхности окрасить нитроэмалью зеленого цвета

эпюра.frw