Привод тяговой лебедки

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.7 002 241.ПЗ Виконав студент гр. 235

Білоног І.

Керівник доцент

_________________В.І. Назін Нормоконтролер ст. викладач

________________ В.І. Назін

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.

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 77 500Н.

Выбираем стальной трос с d_кан =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

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 покоэффициент 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 ГОСТ 9563–60, 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

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

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 покоэффициент 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 ГОСТ 9563–60, 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

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/W_p<=[T];

Принимаем =20МПа.

W_p=0,2· d₁³;

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 = 65 мм, L₂ = 62 мм, L₃ = 68 мм.

Силы действующие в зацеплении:

— сила от муфты Fm.

, где D_m — 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/W_p<=[T];

Принимаем =20МПа.

W_p=0,2· d₁³;

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 б₀=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

гдекоэффициент, 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;

=0,7 875- 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;

=0,9 975- 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 23 360–78. 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 23 360–78

.

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 52×1,25×40 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 16 мм.

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 8 мм по ГОСТ 5681–57.Диски изготавливаем из листа 3 мм, рёбра — из полосы шириной 40 мм, толщиной 6 мм 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 21 494–93 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 16 мм.

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 T_кр, и предполагая, что нагрузка между болтами и поверхности стыка изменяется по линейному закону, можно записать формулу в первом приближении для определения внешней силы F_вн.

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 М16×55.

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 21 743–76.

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.