МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського
«Харківський авіаційний інститут»
Привід тягової лебідки
Пояснювальна записка до курсової роботи
з дисципліни «Конструювання машин і механизмів
»
ХАІ.
202.
235.
08В.
07002241.
ПЗ
Виконав студент гр. 235
Білоног І.
Керівник доцент
_________________В.І. Назін
Нормоконтролер ст. викладач
________________ В.І. Назін
2008
Реферат
Страниц 69, рисунков 6, таблиц 4.
Данный проект является первой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в цикле базовых общетехнических дисциплин.
Основными задачами являются:
1. расширить и углубить знания, полученные при изучении предшествующих курсов;
2. усвоить принцип расчета и конструирования типовых деталей и узлов;
3. ознакомиться с ГОСТами и т.п.
В ходе курсового проекта были спроектированы привод ленточного конвейера, рассчитаны планетарные прямозубые цилиндрические передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора, проведены проверочные расчеты шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, шлицевого и шпоночного соединения, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений, подобраны соединительные муфты и разработана система смазки механизма.
В ходе расчетов были разработаны следующие чертежи: сборочный чертеж двухступенчатого цилиндрического редуктора и его основных узлов, чертеж быстроходного вала, чертеж вала-шестерни, чертёж сателлита, чертёж втулки, чертеж барабана и компоновочный чертеж привода.
Исходные данные
Рисунок 1 – Схема привода тяговой лебедки
Усилие на канат .
Окружная скорость барабана .
Срок службы .
Тип смазки – окунанием.
Введение
Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацепления с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.
В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
Основная цель этого курсового проекта по технической механике – привить студенту навыки конструкторского труда: умение самостоятельно, на основании заданной схемы, выбрать конструкцию механизма, обосновать ее расчетом и конструктивно разработать на уровне технического проекта.
Список условных обозначений, символов, сокращений
- эффективная мощность, кВт;
- мощность двигателя, кВт;
- диаметр троса, мм;
- диаметр барабана, мм;
- передаточное отношение;
- крутящий момент, Нмм;
- допускаемое контактное напряжение, МПа;
- изгибное допускаемое напряжение, МПа;
- делительный диаметр, мм;
- модуль зацепления;
- межосевое расстояние, мм;
- диаметр вершин зубьев, мм;
- диаметр впадин зубьев, мм;
- ширина зубчатого венца, мм;
- базовое число циклов перемены напряжений;
- расчетное число циклов перемены напряжений;
- запас прочности по нормальным напряжениям;
- запас прочности по касательным напряжениям;
- общий запас прочности;
- окружная сила, H;
- радиальная сила, H.
1. Определение основных параметров сборочного узла
1.1
Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа
Мощность двигателя определяется, как
,
- КПД редуктора, находится по формуле:
где - КПД муфты,
- КПД подшипника,
- КПД зубчатой передачи,
Подбираем двигатель по :
. Тип двигателя 4АM132S6У3.
Номинальная частота вращения .
1.2 Определение
диаметра барабана
Определяем усилие разрушения каната:
,
где F-усилие приложенное к тросу, Н;
k-коэффициент запаса прочности троса.
Таким образом выбираем стальной канат 9,8-Г-В-Н-Т-1470 ГОСТ 3062-80 с допускаемым разрывным усилием 77500Н.
Выбираем стальной трос с dкан
=9,8 мм.
Далее по зависимости найдем диаметр барабана:
.
Линейная скорость вращения барабана определяется по формуле:
.
Откуда определяем частоту вращения барабана:
1.3 Определение передаточного отношения редуктора
Истинное передаточное отношение редуктора находим по формуле:
.
1) Разбиваем передаточное отношение на ступени
где - передаточное отношение первой ступени;
- передаточное отношение второй ступени.
2. Расчет первой ступени планетарной прямозубой цилиндрической передачи
Мощность, подводимая к валу шестерни .
Частота вращения шестерни .
- частота вращения ведомого вала (водила),
- число контактов вращения,
- количество сателлитов, cрок службы непрерывный режим работы.
Принимаем число зубьев шестерни равное .
По заданному передаточному отношению определяем количество зубьев:
где - целое число.
Проверим выполняется ли условие передаточного отношения планетарного механизма схемы .
.
Проверим условие сборки
Условие сборки выполняется.
Проверим условие соосности:
Проверим условие соседства:
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов:
— ведущего:
— ведомого:
.
2.1 Проектировочный расчет
2.1.1 Подбор материалов
Принятые материалы
Таблица 2.1 – Механические характеристики материала
| Элемент передачи |
Заготовка |
Марка стали |
Термо- обработка |
|
|
Твердость сердцевины |
Твердость поверхности не менее |
Базовое число циклов |
| Шестерня
|
поковка |
12Х2Н4А |
Цемен- тация |
1200 |
1000 |
HB 280-400 |
HRС65 |
|
| Сателлит |
поковка |
12ХН3А |
Цемен- тация |
1000 |
850 |
HB 260-400 |
HRC63 |
|
2.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
Относительная частота вращения шестерни и колеса:
;
.
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев шестерни и колеса.
2.1.3 Определение допускаемых напряжений
Определение контактных допускаемых напряжений
.
Предел контактной выносливости:
Коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,2.
Коэффициент , учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .
Так как и , то - коэффициент долговечности.
Принимаем окружную скорость , тогда для передач для .
Коэффициент , учитывающий влияние смазки.
Коэффициент , учитывающий влияние перепада твёрдостей материалов сопряжённых поверхностей зубьев.
.
В качестве расчетного принимаем .
Определение изгибных допускаемых напряжений
.
Так как и , то .
Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб
,
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;
(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.
Тогда .
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шерховатости не ниже 4-го .
- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. - при работе зубьев одной стороной
.
Определение предельных допускаемых напряжений
.
2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки
Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость:
,
где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий ;
- коэффициенты динамичности нагрузки .
2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра колеса
где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;
.
Для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач .
.
2.1.6 Определение модуля зацепления
.
Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .
Тогда
,
,
.
Межосевое расстояние
.
2.2 Проверочный расчет
2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость
,
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Ширина шестерни
Принимается
Уточнение значения
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
Уточняем окружную скорость:
.
удельная окружная динамическая сила:
где коэффициенты который учитывает влияние модификации профиля и вида зубьев;
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
Окружная сила на делительном цилиндре:
Коэффициент нагрузки:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
Сравнение действующих контактных напряжений с допускаемыми:
2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для
для
, ,
так как 150<164,4 проверяем зуб шестерни:
,
где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
; ;
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Таким образом,
.
2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
,
.
3. Проектировочный расчет
3.1 Подбор материалов
Принятые материалы
Таблица 3.1 – Механические характеристики материала
| Элемент передачи |
Заготовка |
Марка стали |
Термообработка |
|
|
Твердость сердцевины |
Твердость поверхности не менее |
| Сателлит |
поковка |
12ХН3А |
Цемен- тация |
1000 |
850 |
HB 260-400 |
HRC63 |
| Венец |
поковка |
12ХН3А |
Цемен- тация |
1000 |
850 |
HB 260-400 |
HRC58 |
3.2 Определение числа циклов перемены напряжений сателлита и венца
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев саптеллита и венца.
3.3 Проверочный расчет
3.3.1 Проверка передачи на контактную выносливость
,
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Ширина сателита
Уточнение значения
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
Уточняем окружную скорость:
.
удельная окружная динамическая сила:
где коэффициенты который учитывает влияние модификации профиля и вида зубьев;
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
Окружная сила на делительном цилиндре:
Коэффициент нагрузки:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
3.3.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для
для
, ,
так как 150<164,4 проверяем зуб шестерни:
,
где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
; ;
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Таким образом,
.
3.3.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
,
.
4. Определение геометрических и других размеров всех зубчатых колес первой ступени
- диаметр вершин зубьев:
,
,
.
- диаметр впадины зубьев:
,
,
.
- межцентровое расстояние:
.
5. Расчет второй ступени планетарной прямозубой цилиндрической передачи
Частота вращения шестерни .
- частота вращения ведомого вала (водила),
- число контактов вращения,
- количество сателлитов, cрок службы непрерывный режим работы.
Передаточное отношение планетарно механизма равно: .
Определяем количество зубьев:
где - целое число.
Проверим выполняется ли условие передаточного отношения планетарного механизма схемы .
.
Проверим условие сборки
Условие сборки выполняется.
Проверим условие соосности:
Проверим условие соседства:
5.1 Проектировочный расчет
5.1.1 Подбор материалов
Принятые материалы
Таблица 5.1 – Механические характиристики материала
| Элемент передачи |
Заготовка |
Марка стали |
Термообработка |
|
|
Твердость сердцевины |
Твердость поверхности не менее |
Базовое число циклов |
| Шестерня |
поковка |
12Х2Н4А |
Цементация |
1200 |
1000 |
HB 280-400 |
HRС65 |
|
| Сателлит |
поковка |
12ХН3А |
Цементация |
1000 |
850 |
HB 260-400 |
HRC63 |
|
5.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
Относительная частота вращения шестерни и колеса:
;
.
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев шестерни и колеса.
5.1.3 Определение допускаемых напряжений
Определение контактных допускаемых напряжений
.
Предел контактной выносливости:
Коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,2.
Коэффициент , учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .
Так как и , то - коэффициент долговечности.
Принимаем окружную скорость , тогда для открытых передач для .
Коэффициент , учитывающий влияние смазки.
Коэффициент , учитывающий влияние перепада твёрдостей материалов сопряжённых поверхностей зубьев.
.
В качестве расчетного принимаем .
Определение изгибных допускаемых напряжений
Так как и , то .
Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб
,
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;
(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.
Тогда
.
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .
- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. - при работе зубьев одной стороной
.
Определение предельных допускаемых напряжений
.
5.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки
Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость:
,
где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий ;
- коэффициенты динамичности нагрузки .
5.1.5 Определение начального (делительного) диаметра колеса
где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;
.
Для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач .
.
5.1.6 Определение модуля зацепления
.
Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .
Тогда
,
,
.
Межосевое расстояние
.
5.2 Проверочный расчет
5.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость
,
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Ширина шестерни
Принимается
Уточнение значения
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
Уточняем окружную скорость:
.
удельная окружная динамическая сила:
где коэффициенты который учитывает влияние модификации профиля и вида зубьев;
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
Окружная сила на делительном цилиндре:
Коэффициент нагрузки:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
Сравнение действующих контактных напряжений с допускаемыми:
5.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для
для
, ,
так как 150<164,4 проверяем зуб шестерни:
,
где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
; ;
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Таким образом,
.
5.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
,
.
6. Проектировочный расчет
6.1 Подбор материалов
Принятые материалы
Таблица 6.1 – Механические характиристики материала
| Элемент передачи |
Заготовка |
Марка стали |
Термообработка |
|
|
Твердость сердцевины |
| Сателлит |
поковка |
12ХН3А |
Цемен- тация |
1000 |
850 |
HB 260-400 |
| Венец |
поковка |
12ХН3А |
Цемен- тация |
1000 |
85
0
|
HB 260-400 |
6.2 Определение числа циклов перемены напряжений сателлита и венца
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев саптеллита и венца.
6.3 Проверочный расчет
6.3.1 Проверка передачи на контактную выносливость
,
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Ширина сателита
Уточнение значения
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
Уточняем окружную скорость:
.
удельная окружная динамическая сила:
где коэффициенты который учитывает влияние модификации профиля и вида зубьев;
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
Окружная сила на делительном цилиндре:
Коэффициент нагрузки:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
6.3.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для
для
, ,
так как 150<164,4 проверяем зуб шестерни:
,
где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
; ;
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Таким образом,
.
6.3.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
,
.
7. Определение геометрических и других размеров всех зубчатых колес первой ступени
- диаметр вершин зубьев:
,
,
.
- диаметр впадины зубьев:
,
,
.
- межцентровое расстояние:
.
8. Проектирование и расчёт на прочность валов и осей
8.1 Проектирование валов
Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.
Расчет вала выполняется в три этапа:
1) Ориентировочный расчет на кручение ;
2) Расчет на статическую прочность ;
3) Расчет на выносливость (основной расчёт).
За материал валов принимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:
- временное сопротивление разрыву;
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;
- предел текучести;
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;
-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.
8.1.
1 Проектировочный расчёт валов
Предварительный расчет валов состоит в определении диаметров из условия изгибной прочности.
Определяем крутящий момент на 1-ом ведущем валу:
T1
=9550·P/n1
=9550·5,5/965=54,43 Н·м;
Уровень прочности при расчете вала на кручение имеет вид: T=T/Wp
<=[T];
Принимаем =20МПа.
Wp
=0,2·d1
3
;
Откуда
из конструктивных соображений d1=24 мм.
Определяем предварительно по крутящему моменту диаметр 2-го вала ступени редуктора;
T2
=T1
·U12
·=54,43·7,5·0,98·0,995=398Н·м;
Принимаем
8.1.2 Проверочный расчёт быстроходного вала
Для расчета вала необходимо составить его расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах: шарнирно-подвижной и шарнирно-неподвижной. После этого необходимо:
- разметить точки, в которых расположены условные опоры;
- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной , радиальной . В планетарной передаче эти силы взаимокомпенсируются. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то .
- построить эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Разбиваем вал на участки.
L1
= 65мм, L2
= 62мм, L3
= 68мм.
Силы действующие в зацеплении:
- сила от муфты Fm.
,
где Dm
– диаметр муфты.
Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
.
Рис. 2 – Эпюра изгибающих моментов
Определим суммарные изгибающие моменты (рис. 2):
- изгибающий момент в вертикальной плоскости:
;
- изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
;
- суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:
Расчёт на статическую прочность
Данный расчёт производят в целях предупреждения остаточных пластических деформаций в том случае, если вал работает работает с большими перегрузками (кратковременными).
При этом кратковременные напряжения определяют по формуле:
,
.
.
Расчёт на выносливость
Данный расчёт проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости. Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
,
где – коэффициент запаса для нормальных напряжений;
– коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь = 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
, – для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
МПа.
,
где = 1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 – коэффициент влияния упрочнения.
=
1,47.
Коэффициент запаса
=
5,7.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь = 210 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,05 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
=
9,8 МПа.
,
где = 1,45 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 – коэффициент влияния упрочнения.
= 1
,29.
Коэффициент запаса
=
16.
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
.
8.1.3 Проверочный расчёт тихоходного вала
Для расчета вала необходимо составить его расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах: шарнирно-подвижной и шарнирно-неподвижной. После этого необходимо:
- разметить точки, в которых расположены условные опоры;
- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной , радиальной , осевой . В планетарной передаче эти силы взаимокомпенсируются. А также точки их приложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то .
Таким образом вал работает только на кручение
Определяем крутящий момент на валу:
T1
=9550·P/n1
·U1
= 9550·5,5/965·7,5=408,2 Н·м;
Уровень прочности при расчете вала на кручение имеет вид:
T=T/Wp
<=[T];
Принимаем =20МПа.
Wp
=0,2·d1
3
;
Откуда
из конструктивных соображений d1=48 мм.
Расчёт на статическую прочность
Данный расчёт производят в целях предупреждения остаточных пластических деформаций в том случае, если вал работает работает с большими перегрузками (кратковременными).
При этом кратковременные напряжения определяют по формуле:
,
где α0
=0
.
.
Расчёт на выносливость
Данный расчёт проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости. Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
,
где – коэффициент запаса для нормальных напряжений;
– коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь = 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
, – для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
МПа.
,
где = 1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 – коэффициент влияния упрочнения.
=
1,47.
Коэффициент запаса
=
11,6.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь = 210 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,05 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
=
9,57 МПа.
,
где = 1,45 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 – коэффициент влияния упрочнения.
=
1,29.
Коэффициент запаса
=
16,37.
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
.
9. Расчёт подшипников редуктора по динамической грузоподъёмности
Основные критерии работоспособности подшипников качения – его динамическая и статическая грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения кольца превышает .
9.1 Расчёт подшипников качения для сателлитов планетарной передачи
1) для первой ступени:
1.1) определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
Окружная сила в зацеплении без учёта сил трения равна
,
где -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами;
Н.
Радиальные силы вычисляют через окружную силу:
Силу, действующую на подшипники, определяют из условия равновесия сателлита:
1.2) рассчитаем центробежную силу:
где - масса сателлита, кг;
-угловая скорость водила,1/c;
=0,07875- радиус расположения центра тяжести сателлита относительно оси вращения водила, м.
1.3) вычислим равнодействующую:
1.4) рассчитаем эквивалентную нагрузку:
1.5) определим расчётный ресурс в миллионах оборотов:
.
1.6) рассчитаем динамическую грузоподъемность:
Н.
1.7) по известному диаметру оси и найденной грузоподъемности из каталога выбираем два шариковых радиальных однорядных подшипника 202 ГОСТ 8338-57:
Два таких подшипника обеспечат данную грузоподъемность.
2) для второй ступени:
2.1) определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
Окружная сила в зацеплении без учёта сил трения равна
,
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами;
Н.
Радиальные силы вычисляют через окружную силу:
Силу, действующую на подшипники, определяют из условия равновесия сателлита:
2.2) рассчитаем центробежную силу:
где - масса сателлита, кг;
-угловая скорость водила,1/c;
=0,09975- радиус расположения центра тяжести сателлита относительно оси вращения водила, м.
2.3) вычислим равнодействующую:
2.4) рассчитаем эквивалентную нагрузку:
2.5)определим расчётный ресурс в миллионах оборотов:
2.6) рассчитаем динамическую грузоподъемность:
кН.
2.7) по известному диаметру оси и найденной грузоподъемности из каталога выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 206 ГОСТ 8338-57:
Два таких подшипника обеспечат данную грузоподъемность.
9.2 Проверочный расчет подшипников валов
Исходя из конструкции механизма, подбираем остальные подшипники:
1) шариковый радиальный однорядный подшипник 113 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
Долговечность подшипника в часах:
час.
2) шариковый радиальный однорядный подшипник 115 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
Долговечность подшипника в часах:
3) шариковый радиальный однорядный подшипник 116 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
Долговечность подшипника в часах:
.
4) шариковый радиальный однорядный подшипник 205 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
Долговечность подшипника в часах:
.
Такая расчетная долговечность приемлема.
10. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений
10.1 Расчет шпоночных соединений
Принимаем на быстроходном валу призматическую шпонку с размерами , длина шпонки по ГОСТ 23360-78. Выбранную шпонку проверяем на смятие:
,
где - передаваемый момент;
- диаметр вала;
- допускаемое напряжение на смятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке ; при чугунной – вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки на 25-40% ниже.
Проверим на смятие призматические шпонки на тихоходном валу.
Призматическая шпонка с размерами , длина шпонки по ГОСТ 23360-78
.
10.2 Расчет шлицевого соединения
Для передачи крутящего момента в машиностроении часто используют шлицевые соединения. Они имеют ряд преимуществ по сравнения с другими видами соединения: высокая прочность зубьев на изгиб и на смятие; возможность передачи большего крутящего момента и т.д.
Расчет заключается в определении минимальной длины шлицов, необходимой для передачи крутящего момента. Расчет проводится на смятие по боковым поверхностям зубьев.
1. Расчёт шлицов на заднем хвостовике вала-рессоры которые передают крутящий момент:
,
Расчет шлицев шестерни 52х1,25х40 ГОСТ 6033-80:
- условие выполняется
11. Расчёт и проектирование корпуса и опор редуктора
Толщина стенок редуктора:
для двухступенчатых редукторов с несущими крышками . Принимаем .
Диаметр фундаментных болтов:
,
где - межосевое расстояние тихоходной ступени.
Принимаем диаметр 16мм.
Количество фундаментных болтов:
, но не менее 4,
где - длина редуктора,
- ширина редуктора.
Толщина фундаментных лап:
.
Диаметр болтов (соединяющих крышки редуктора):
.
Толщина фланцев крышек редуктора:
.
12. Разработка сборочного чертежа редуктора
Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются компоновочными размерами прямозубых цилиндрических передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.
Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.
Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.
13. Разработка сборочного чертежа барабана
Выше были определены диаметр выходного вала, диаметр каната и диаметр барабана.
13.1 Выбираем прототип конструкции барабана и определяем параметры его элементов
Барабан изготовим сварным. Сварная конструкция позволяет снизить толщины элементов и в связи с этим уменьшить вес и расход металла. Обод сваривают из вальцованного листа толщиной 8мм по ГОСТ 5681-57.Диски изготавливаем из листа 3мм, рёбра – из полосы шириной 40мм, толщиной 6мм по ГОСТ 103-57.
14. Выбор конструкции и расчёт муфт
Муфты применяют практически во всех машинах и механизмах. Конструкция муфт весьма разнообразна. Тип муфты выбирают в зависимости от требований, которые предъявляют в данном приводе. Например, муфта должна компенсировать несносность валов, уменьшать динамические нагрузки, предохранять привод от перегрузки, позволять включение и выключение привода.
Тяговая лебёдка имеет две муфты. Одна из них соединяет двигатель и редуктор. Чаще всего здесь применяют муфты с резиновыми упругими элементами. Выберем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 63-24-1-ІІ-2-У3 ГОСТ 21494-93 по диаметру выходного вала выбранного двигателя 24 мм. Проверим муфту по передаваемому моменту:
,
где K
=
1,3-
коэффициент динамичности нагрузки (привода); -максимальный момент;
.
Вторая муфта находится между редуктором и барабаном. Выбираем зубчатую муфту МЗ 60 ГОСТ 5006-55.
Проверим муфту по передаваемому моменту:
,
где K
=
1,3-
коэффициент динамичности нагрузки (привода); -максимальный момент;
.
15. Конструирование рамы и разработка чертежа общего вида привода
Рама служит для установки на неё сборочной единицы, связанных между собой требованиями точности относительного положения. Таким образом, рама является координирующим элементом конструкции. Основные требования к раме: жёсткость и точность взаимного расположения присоединительных поверхностей.
В сварной конструкции можно выделить элементы базовой конструкции и элементы надстройки. К базовой конструкции относится нижний пояс, от которого зависит с основном жёсткость и прочность рамы.
Нижний пояс состоит из швеллера №12 по ГОСТ 8240-72 в месте установления двигателя, редуктора и барабана. Рёбра полок швеллера не обеспечивают хорошей опоры на фундамент, поэтому в местах крепления сборочных единиц к раме внутрь швеллера вварены такие же швеллера.
Элементами надстройки в месте установления двигателя является швеллер профиля №5 по ГОСТ 8240-89, в месте установления барабана швеллер профиля №12 по ГОСТ 8239-89.
По рекомендации находим число и диаметр фундаментных болтов:
.
Диаметр 16мм.
Фундаментные болты располагаем так, чтобы они не мешали установленному на раме оборудованию. Ровная поверхность швеллера позволяет обойтись без платиков под лапы электродвигателя и редуктора.
16. Расчёт болтов крепления редуктора к раме
Будем определять осевую нагрузку, которая действует на болт при креплении корпуса редуктора к раме. Число болтов Z = 4.
Считая, что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает нераскрытие стыка при действии внешнего момента Tкр
, и предполагая, что нагрузка между болтами и поверхности стыка изменяется по линейному закону, можно записать формулу в первом приближении для определения внешней силы Fвн
[2].
Число болтов z = 4; L=442 мм; B=268 мм; h=213 мм; a=190 мм.
По ГОСТ 8724-81 выбираем резьбу (мм).
По ГОСТ 7798-81 принимаем болт М16х55.
17. Разработка системы смазки и назначение типа смазочного материала для проектируемого механизма
Смазку машин применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
В связи с малыми окружными скоростями, предполагаемым состоянием окружающей среды и температурного режима работы колес подшипники набиваем консистентной смазкой солидол синтетический по ГОСТ 4366-76.
Для редукторов общего назначения применяют смазку жидким маслом. Способ смазки – картерный непроточный (окунанием зубчатых колёс в масло, залитое в корпус).
Исходя из передаваемой мощности, назначаем количество смазки, заливаемой в картер редуктора (0,6 л на 1 КВт). Таким образом, для заливки в картер назначаем 3,3 л ± 0,1 л смазки. Марку смазки определяем по окружной скорости зубчатого колеса на промежуточном валу.
Скорости м/с соответствует смазка, имеющая значение кинематической вязкости м2
/с. Этим условиям соответствует масло цилиндровое 38 ГОСТ 21743-76.
Заключение
В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован двухступенчатый планетарный цилиндрический редуктор как составная часть привода тяговой лебёдки.
В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: колесо, шестерня, тихоходный, промежуточный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д.
Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.
Библиографический список
1. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1975, 554 с.
2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, часть 1 и 2.
3. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» (3 тома). М., 1980.
4. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. – Москва: «Машиностроение», 1984 – 560 с.
5. В.И. Назин «Проектирование подшипников и валов». Учебное пособие. Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т», 2004 – 220 с.
6. В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державцев, И.И. Арефьев и др. «Курсовое проектирование деталей и машин». Под общей редакцией В.Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние, 1984. 400 с.
7. Козловский Н.С., Виноградов А.Н. «Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения: Учебник для учащихся техникумов.- М.: Машиностроение, 1979. - 224 с.