Энергетический, кинематический и силовой расчет привода
Курсовой проект.
по дисциплине: “Детали машин”
тема: “Проектирование привода к лебедке ”
Выполнил студент гр.Б06-721-1зт Акмалов А.Р.
Проверил Урбанович В.С.
Сарапул 2017г.
Содержание
ВВЕДЕНИЕ
Техническое задание 4
1. Энергетический, кинематический и
силовой расчет привода 5
2. Расчет передач редуктора 7
3. Предварительный расчет валов 16
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса 17
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 17
6. Первый этап компоновки редуктора 19
7. Уточненный расчет валов и проверка подшипников 20
8. Второй этап компоновки редуктора 30
9. Проверка прочности шпонок 31
10. Выбор муфты 31
11. Выбор посадок деталей редуктора 32
12. Расчет плиты. Тепловой расчет, охлаждение и
смазка передачи 32
13. Сборка редуктора 33
Список используемой литературы 35
ВВЕДЕНИЕ
Редуктор – механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращательного момента. Цилиндрические редукторы комплектуется только цилиндрическими зубчатыми передачами и отличаются числом ступеней и положением валов. Тип зацепления, коэффициент ширины зубчатых колес, тип подшипников и т.п. не определяют тип редуктора и является лишь конструктивными особенностями.
Цилиндрические двухступенчатые редукторы обычно выполняют по развернутой, развернутой или соосной схеме с одним, двумя или тремя потоками мощности.
Редуктор с соосным расположением быстроходного и тихоходного валов применяется в тех случаях, когда оси валов двигателя и рабочей машины целесообразно расположить на одной линии.
Техническое задание
Схема редуктора
График нагрузки
Усилие на тросе, G=10кН
Скорость поднятия груза,V=0,5 м/с
Диаметр барабана, D=150мм
Коэффициент использования суточный, Kc=0,6
Коэффициент использования годовой, Kг=0,5
Время службы, t=4 года.
Энергетический, кинематический и силовой расчет привода
Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:
H*м
Требуемая мощность электродвигателя:
Типа двигателя 4A132S4У3 (P=5,5кВт; n1=1430 ).
После выбора nдв определяем общее передаточное число привода:
Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора):
Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)
Полученные результаты сводим в таблицу:
5,4 | 36,06 | 4,5 | 0,96 | |
5,2 | 317,7 | 156,3 | 4,5 | 0,97 |
70,6 | 676,3 |
Расчёт передач редуктора
2.1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.
2.1.1 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерни - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 350НВ. Для колеса - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 330НВ.
Базовое число циклов
NGH = (HB)3≤12*107
NGH3 = (350)3 = 4.3*107<12*107
NGH4 = (330)3 = 3.6*107<12*107
Эквивалентное число циклов
NHG3=60*n*t*eH
Где t – общий срок службы редуктора
t = 356*tr*24*Kr* Kc = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)
eH – коэффициент эквивалентности
eH – [0.5+(0.2)3*0.5] =0.5
NHE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*107
NHE4 =
Коэффициент долговечности:
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов
Допускаемые контактные напряжения
Где ZR – коэффициент шероховатости
ZR = 0.95 при Ra =2.5…1.25 мкм
Zv – коэффициент окружной скорости
Zv=1 при скорости до 5 м/с.
SH – коэффициент запаса прочности 1,2
В качестве расчётного выбираем наименьшее
2.1.2. Выбор расчётных коэффициентов
КН – коэффициент нагрузки 1,3
- коэффициент ширины зубчатого колеса ; 0,4
2.1.3.Определим межосевое расширение
Ка = 450 – числовой коэффициент
Принимаем aw = 225(мм)
2.1.4. Выбираем нормальный модуль
m = (0.01…0.02)*aw
m = (0.01…0.02)*225=2.25*4.5 м
Принимаем m = 4мм
2.1.5. Рассчитываем число зубьев
Z4 = Z3*U= 94.
Принимаем: Z3 = 18 Z4 = 94.
2.1.5. Основные размеры шестерни колеса.
Делительные диаметры:
d3 = Z3*m = 18*4 = 74мм
d4 = Z4*m = 94*4 = 376мм
Проверка
Диаметры выступов
da3 =d3+2m= 72+2*4 = 80(мм)
da4 =376+2*4=384(мм)
Диаметры впадин
da3 =d3+2m= 72+2*4 = 80(мм)
dt3 = d3 – 2.5*m = 72 – 2.5*4 = 64мм
Ширина колеса
b4 =
Ширина шестерни
b3 =
Определяем коэффициент ширины шестерни
Окружная скорость колеса
По данной скорости назначаем восьмую степень точности. Торцевая степень перекрытия
2.1.6. Проверка по контактным напряжениям Определим коэффициенты нагрузки
КН = KHV*KHB*KHa
КF = KFV*KFB*KFa
где KHV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки
KHV = 1,05 KFV = 1,04
KHB и KFB – коэффициенты концентрации нагрузки
KHB = 1,16 KFB = 1
KHa и KFa – коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
KHa = 1, KFa = 1,07
КН = 1,16*1,05*1 = 1,22.
КF = 1,04*1*1,07 = 1,1.
2.1.7. Проверка по контактным напряжениям
где ZE – коэффициент материала. Для стали ZE=190
Z - коэффициент учёта суммарной длинны контактных линий
ZH – коэффициент формы сопряжённых поверхностей, 2,5
Ft – окружное усилие
Ft =
2.1.8. Определим силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени Окружная сила:
Радиальная Pr = P*tg = 8019* tg200 = 2919(H)
2.1.9. Проверка по усталостным напряжениям изгиба
а) Допускаемые напряжения изгиба
Проверка по этим напряжением предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t, u, как следствие, поломку зуба.
YR – коэффициент шероховатости переходной кривой, 1
YX – масштабный фактор
YX = 1,03-0,006*m = 1.03-0.006*4 1.
Y - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения
Y = 1,082 – 0,172lg4 = 0,98
YA – коэффициент реверсивности нагрузки, 1
YN – коэффициент долговечности
YN =
NFG = 4*106 – базовое число циклов для стальных зубьев m – степень кривой усталости, 6
- эквивалентное число циклов шестерней
= 60*n1*t*eF
eF – коэффициент эквивалентности, 0,5
= 60*317.7*10512*0,5=16,4*107
=
SF – коэффициент запаса прочности, 1,7
- предел запасливости зуба
= 1,75*350 = 612,5(МПа)
= 1,75*330 = 577,5(МПа)
б) Рабочее напряжение изгиба.
где YFs – коэффициент формы зуба
YFs = 3,47 +
Zv – эквивалентное число зубьев
Zv = Z
Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, 1.
Действующий запас усталости изгибной прочности
SFD3 = SFD4 =
Значит этого коэффициента показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба, чем он выше, тем ниже вероятность поломки зуба.
в) проверка на контактную статическую прочность
- допускаемые статические контактные напряжении
=2,8
Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоёв зубьев.
г) Проверка изгибной статической прочности
- допускаемые статические напряжения изгиба
Проверка по этим напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передаче.
2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора.
2.2.1 Выбор материала.
Примем для шестерни сталь 40Х, подверженную улучшению
В качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимаем:
[σ] =0.45*([σ] +[σ] )=0.45*(467+372)=378 МПа
Кроме того, должно соблюдаться соотношение:[σ] <[σ] <1.25*[σ] ;
372<378<465
2.2.2 Выбор расчетных коэффициентов
Коэффициент нагрузки
Для косозубых передач К берется меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки.
Коэффициент ширины зубчатого колеса
2.2.3 Проектный расчет передачи.
Определяем межосевое расстояние.
Так как редуктор соосный, то
Выбор нормального модуля.
Нормальный модуль m для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимаем несколько меньше, чем в тихоходной
Рассчитываем число зубьев.
где β-угол наклона зуба,
Тогда
Уточним угол наклона зубьев
Делительные диаметры
Проверка:
Диаметры выступов
Диаметры впадин
Расчетная ширина колеса
Ширина шестерни
Коэффициент ширины шестерни
Для косозубой передачи следует сделать проверку ширины по достаточности осевого перекрытия
Торцевая степень перекрытия
3.5 Окружная скорость
Назначаем 8 степень точности
2.2.4 Проверочные расчёты
Определим коэффициент нагрузки
и коэффициенты внутренней динамической нагрузки
=1,08 =1
и коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
= = 1,09
2.2.5 Проверка по контактным напряжениям
коэффициент материала
коэффициент учёта длины контактных линий
коэффициент формы сопряженных поверхностей
( )
=
Что типично для быстроходной ступени данного редуктора.
Определим силы в зацеплении
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка по усталостным напряжениям изгиба
Допускаемые напряжения изгиба
- коэффициент шероховатости переходной кривой,
- масштабный фактор
- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения
- коэффициент реверсивности нагрузки,
- коэффициент долговечности
- коэффициент запаса прочности
-предел выносливости зуба
2.2.6 Определяем рабочие напряжения изгиба
- коэффициент формы зуба
- эквивалентное число зубьев
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении
- коэффициент угла наклона зуба
Определим действительный запас усталости изгибной прочности
2.2.7 Проверка на контактную статическую прочность
=1,3
-допускаемые статические контактные напряжения
2.2.8 Проверка изгибной статической прочности
- допускаемые статические напряжения изгиба
Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.
Предварительный расчет валов
Крутящие моменты:
Ведущего H*м
Промежуточного H*м
Ведомого H*м
Диаметр ведущего вала редуктора должен быть согласован с диаметром вала
электродвигателя . Обычно принимают , где =38мм
Принимаем диаметр шеек под подшипники d=35мм, под ведущей шестерней d=40мм
У промежуточного вала ориентировочный диаметр подступичной части вала можно определить из выражения
Принимаем диаметр под шестерней , такой же диаметр выполним под зубчатым колесом =45мм, под подшипниками =40мм
Диаметр выходного конца ведомого вала:
Принимаем =65мм, диаметр под подшипниками =70мм, под колесом .
Проверка прочности шпонок
Выбираем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение сжатия и условие прочности.
; .
Ведущий вал:
d = 35 мм, b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм, l = 40 мм, M1 = 36.06 Нм.
.
Прочность обеспечена.
Промежуточный вал:
d = 45 мм, b = 14 мм, h = 9 мм, t1 = 5,5 мм, l = 40 мм, M2 = 156.3 Нм.
.
Прочность обеспечена.
Ведомый вал.
d = 75 мм, b = 22 мм, h = 14 мм, t1 = 9 мм, l = 85 мм, M3 = 676.3 Нм.
.
d = 60 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t1 = 7,5 мм, l = 100 мм, M3 = 676.3 Нм.
.
Прочность обеспечена.
Выбор муфты
При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов. Для этого применяются различные муфты. Нередко от муфты требуется комплекс свойств. В этом случае муфты объединяют - такие муфты называют комбинированными. Для данного редуктора применяем муфту МУВП по ГОСТ 14084-93 и предохранительную со срезным штифтом.
Упругие муфты применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода.
Муфты с разрушающимся элементом отличает компактность и высокая точность срабатывания. Их применяют в тех случаях, когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь случайно. В муфте устанавливаем один штифт, так как срабатывание точнее с одним штифтом, а не больше.
Чтобы штифт обеспечивал быструю срабатываемость, его изготовляем из стали 45 с закалкой.
Штифт должен срезаться под действием предельного момента
,
где d – диаметр штифта в опасном сечении;
R – радиус окружности, на которой расположены оси штифтов, 45 мм;
z – число штифтов, 2;
τB – предел прочности на срез, τВ = 0,7σВ = 0,7·600 = 420 МПа.
.
.
Таким образом, для того, чтобы муфта срабатывала (срезала штифт) мы должны взять один штифт с Ø3 мм и расположить его на радиусе R = 45 мм.
После округления диаметра штифта проверяем напряжение среза – оно должно равняться τВ = 420 МПа.
МПа.
Условие выполняется.
Выбор посадки деталей
Посадки назначаем в соответствии с указанными, данными в таблице 8.11(стр.169[1]).
Посадки зубчатых колёс на валы по СТ СЭВ 144-75.
Выбрали посадку , так как она обеспечивает высокую прочность центрирования при небольших затратах при сборке.
Шестерни валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6.
Отклонения отверстия в корпусе под наружные кольца по Н7
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 8.11
Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, наличие с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°C.
- В промежуточный вал закладывают шпонку 14*9*45 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурты вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
- в ведомый вал закладывают шпонку 22-14-85 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурты вала. Затем устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваю болты, крепящие крышку и корпус. После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклеивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Список использованной литературы
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
“Конструирование узлов и деталей машин: учеб. Пособие для тех. спец вузов – 7-е издание, испр. – М.: Высш. Шк., 2001-447с :ил.”
2. Методические указания, по выполнению курсового проекта по делам машин. Ижевск
3. Ряховский О.А., Иванов С.С.
“Справочник по муфтам” – Л.: Политехника, 1991.
4. Г.М. Изекович, В.А Киселёв, С.А Черновский
“Курсовое проектирование деталей машин” учебно – справочное пособие, изд.4-е, переработ. -М.: Машиностроение, 1984
5. Иванов М.Н. и Иванов В.Н
“Детали машин. Курсовое проектирование ” учебно – справочное пособие для машиностроительных вузов . М.: “Высшая школа”, 1975
6. Чернавский С.А, Снесарев и др.
Проектирование механических передач: учебно – справочное пособие -М.: Машиностроение, 1984
Курсовой проект.
по дисциплине: “Детали машин”
тема: “Проектирование привода к лебедке ”
Выполнил студент гр.Б06-721-1зт Акмалов А.Р.
Проверил Урбанович В.С.
Сарапул 2017г.
Содержание
ВВЕДЕНИЕ
Техническое задание 4
1. Энергетический, кинематический и
силовой расчет привода 5
2. Расчет передач редуктора 7
3. Предварительный расчет валов 16
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса 17
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 17
6. Первый этап компоновки редуктора 19
7. Уточненный расчет валов и проверка подшипников 20
8. Второй этап компоновки редуктора 30
9. Проверка прочности шпонок 31
10. Выбор муфты 31
11. Выбор посадок деталей редуктора 32
12. Расчет плиты. Тепловой расчет, охлаждение и
смазка передачи 32
13. Сборка редуктора 33
Список используемой литературы 35
ВВЕДЕНИЕ
Редуктор – механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращательного момента. Цилиндрические редукторы комплектуется только цилиндрическими зубчатыми передачами и отличаются числом ступеней и положением валов. Тип зацепления, коэффициент ширины зубчатых колес, тип подшипников и т.п. не определяют тип редуктора и является лишь конструктивными особенностями.
Цилиндрические двухступенчатые редукторы обычно выполняют по развернутой, развернутой или соосной схеме с одним, двумя или тремя потоками мощности.
Редуктор с соосным расположением быстроходного и тихоходного валов применяется в тех случаях, когда оси валов двигателя и рабочей машины целесообразно расположить на одной линии.
Техническое задание
Схема редуктора
График нагрузки
Усилие на тросе, G=10кН
Скорость поднятия груза,V=0,5 м/с
Диаметр барабана, D=150мм
Коэффициент использования суточный, Kc=0,6
Коэффициент использования годовой, Kг=0,5
Время службы, t=4 года.
Энергетический, кинематический и силовой расчет привода
Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:
H*м
Требуемая мощность электродвигателя:
Типа двигателя 4A132S4У3 (P=5,5кВт; n1=1430 ).
После выбора nдв определяем общее передаточное число привода:
Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора):
Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)
Полученные результаты сводим в таблицу:
5,4 | 36,06 | 4,5 | 0,96 | |
5,2 | 317,7 | 156,3 | 4,5 | 0,97 |
70,6 | 676,3 |
Расчёт передач редуктора
2.1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.
2.1.1 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерни - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 350НВ. Для колеса - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 330НВ.
Базовое число циклов
NGH = (HB)3≤12*107
NGH3 = (350)3 = 4.3*107<12*107
NGH4 = (330)3 = 3.6*107<12*107
Эквивалентное число циклов
NHG3=60*n*t*eH
Где t – общий срок службы редуктора
t = 356*tr*24*Kr* Kc = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)
eH – коэффициент эквивалентности
eH – [0.5+(0.2)3*0.5] =0.5
NHE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*107
NHE4 =
Коэффициент долговечности:
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов
Допускаемые контактные напряжения
Где ZR – коэфф