Расчет привода электрической лебедки

• Введение
• Глава 1. Кинематический расчет привода
• 1.1 Подбор электродвигателя
• 1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода
• 1.3 Расчет частот вращения валов привода
• Глава 2. Эскизное проектирование зубчатой передачи
• 2.1 Проектирование зубчатой передачи
• 2.2 Проектный расчет валов
• 2.3 Предварительный выбор подшипников качения
• 2.4 Расчет зазоров между внутренними элементами
• Глава 3. Проектирование открытой передачи
• 3.1 Проектный расчет
• Глава 4. Подбор соединительной муфты
• Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора
• 5.1 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр
• 5.2 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для быстроходного вала
• 5.3 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для тихоходного вала
• 6. Проверка прочности шпоночных соединений
• 7. Проектирование корпуса и системы смазки редуктора
• 8. Расчет приводного вала
• Заключение
• Список использованной литературы

Выполнение курсового проекта по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивление материалов, деталей машин, технологии металлов, черчения, метрологии.

Тематика курсового проектирования имеет вид комплексной инженерной задачи, включающей кинематические и силовые расчёты, выбор материалов и расчёты на прочность, вопросы конструирования и выполнение конструкторской документации в виде габаритных, сборочных и рабочих чертежей, а также составление спецификации.

Этим требованиям отвечают такие объекты проектирования, как приводы машин и механизмов технологического, испытательного и транспортирующего оборудования. В такие приводы входят редукторы общего назначения, на конструировании которых возможно закрепление большинства тем курса деталей машин.

При конструировании задача состоит в создании машин, отвечающих потребностям производства, дающих наибольший экономический эффект и обладающими высокими технико-экономическими характеристиками.

Глава 1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Определяем требуемую мощность:

Р_рм= = 1,5 • 1,1 = 1,65 кВт.

Где:

F_t — окружная сила на шнеке, F =1,5 кН;

V — скорость вращения шнека, V = 1,1 м/с;

Определяем КПД привода:

= 0,8 • 0,96 • 0,995³ • 0,98 = 0,74

Где:

— КПД редуктора = 0,8;

— КПД открытой передачи = 0,96;

— КПД пары подшипников = 0,995;

— КПД муфты = 0,98.

Находим требуемую мощность двигателя:

2,2 кВт.

Выбираем двигатель

4АМ90L4УЗ, Номинальная частота 1425 об/мин. Мощность 2,2 кВт.

Определяем частоту вращения рабочей машины:

n_рм =47 об/мин.

Где: D — диаметр шнека= 450 мм.

Выбираем оптимальные передаточные числа открытой и закрытой передачи:

u_пр =, u_пр = u_зп • u_оп.

u_зп = 15, u_оп= 2.

1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода

Крутящий момент на валу рабочей машины:

Т_рм = = 337,5 Н•м.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

Т₂ = = = 346,1 Н•м.

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

Т₁ = = = 28,99 Н•м.

Крутящий момент на валу двигателя:

Т_дв = = 15 Н•м.

1.3 Расчет частот вращения валов привода

Частота вращения на валу двигателя:

n_дв =1425 об/мин.

Частота вращения на быстроходном валу:

n₁ = == 712,5 об/мин.

Частота вращения на тихоходном валу:

n₂ = == 47,5 об/мин.

Частота вращения на валу рабочей машины:

n₂ = n_рм = 47 об/мин.

привод электрическая лебедка редуктор

Глава 2. Эскизное проектирование зубчатой передачи

2.1 Проектирование зубчатой передачи

Срок службы приводного устройства:

=16 352 ч.

Где — срок службы привода = 7 лет.

Вычтем время простоя агрегата, примерно 15%.

=13 899,2 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 14 • 10³ ч.

Подберем материал для изготовления каждой детали:

Червяк: Сталь — 4OXH, Обработка — улучшение, HB_ср = 285,5.

Червячное колесо:

Определяем скорость скольжения:

=2,25.

Где: — угловая скорость на тихоходном валу = 4,97 1/с,

Скорость скольжения больше 2, Выбираем материал БрА9Ж3Л, способ отливки — в землю, Н/мм², Н/мм².

Определяем допускаемые контактные напряжения :

= 193,75 Н/мм².

Определяем допускаемые изгибные напряжения :

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

;

Где — N = = 4 • 10⁶ — наработка.

Принимаем N = 10⁶

= 1;

= 82,75 Н/мм².

Расчет закрытой червячной зубчатой передачи.

Межосевое расстояние:

= 128 мм. Принимаем 140 мм.

Число витков червяка принимаем z₁ = 2.

Число зубьев червячного колеса:

z₂ = z ₁ • u_зп = 2 • 15 = 30.

Определяем модуль зацепления:

m = = 7, Принимаем — m = 7.

Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

= 7,5, Принимаем q = 10.

Определяем коэффициент смещения инструмента:

= 0.

Фактическое передаточное число:

= 15, отклонения от заданного нет.

Фактическое межосевое расстояние:

= 140 мм.

Основные геометрические размеры передачи:

Червяк.

Делительный диаметр: = 70 мм,

Начальный диаметр: = 70 мм,

Диаметр вершин витков: = 84 мм,

Диаметр впадин витков: = 53,2 мм,

Делительный угол подъема линии витков: 11°,

Длина нарезаемой части червяка: ,

Где: = - 16,3,= 67,7, округляем до стандартного значения b₁ = 70 мм.

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр: = 210 мм,

Диаметр вершин зубьев: = 224 мм,

Наибольший диаметр колеса:;; мм,

Диаметр впадин зубьев: = 193,2 мм,

Ширина венца: = 46,9, округляем до 47 мм.

Радиусы закруглений зубьев: = 28 мм, = 43,4 мм

Проверочный расчет:

КПД червячной передачи

;

угол трения, определяем в зависимости от фактической скорости скольжения:

=2,66 м/с, ,

= 0,83

Проверка контактных напряжений зубьев колеса:

;

Окружная сила на колесе — F_t2== 3496,2 Н,

К — коэффициент нагрузки, принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

= 0,52, принимаем К=1, так как скорость меньше 3.

165,81 Н/мм², следовательно, условие выполняется (недогрузка 14%).

Проверка напряжения изгиба зубьев колес:

;

У_{F2 -} коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

= 33,8.

Выбираем У_F2 = 1,69,=12,4 Н/мм², следовательно, условие выполняется.

2.2 Проектный расчет валов

Основные геометрические параметры вала червячного колеса:

Под полумуфту

44,22 мм. Округляем до 50 мм.

мм.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

= 55,6 мм. Округляем до 60 мм.

= 75 мм.

Под колесо:

= 69,6 мм. Округляем до 70 мм.

Длина определяется графически.

Под подшипник:

= 24+19 = 43 мм. Округляем до 45 мм.

Основные геометрические параметры вала червяка:

Под элемент открытой передачи

24,38 мм. Округляем до 25 мм.

мм.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

= 29,4 мм. Округляем до 30 мм.

= 60 мм.

Под червяк:

= 36,4 мм.

Длина определяется графически.

Подшипник:

= 29+23 = 52 мм. Округляем до 60 мм.

Вал выполнен заодно с червяком.

Диаметр и длина ступицы колеса:

.

2.3 Предварительный выбор подшипников качения

Тихоходный вал — Роликовый конический однорядный ГОСТ 27 365-87, 7212, Легкая серия, Враспор

d=60 мм, D=85 мм, Т=17 мм, с=19 мм, C_r=72,2 кН,

Быстроходный вал — Роликовый конический однорядный ГОСТ 27 365-87, 7606, Средняя широкая серия, Враспор

d=30 мм, D=72 мм, Т=29мм, с=23 мм, C_r=63 кН,

2.4 Расчет зазоров между внутренними элементами

Отступы для корпуса:

.

Глава 3. Проектирование открытой передачи

3.1 Проектный расчет

Определяем диаметр ведущего шкива (Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин, стр. 80, таблица 5.1),

140 мм,

где — толщина ремня,

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

мм,

Где — коэффициент скольжения. Значение округляем до 280 мм.

Определяем фактическое передаточное число:

= 2.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

.

Определяем расчетную длину ремня l, мм:

мм.

Округляем до 2000 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

666,625 мм.

Округляем до 670 мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:

168.

Определяем скорость ремня:

;

Скорость ремня меньше допускаемой: 10,44 < 25 м/с, следовательно условие выполняется. Определяем частоту пробегов ремня:

5,22 c^-1.

Определяем окружную силу, передаваемую ремнем:

= 210,7 H.

Определяем удельную окружную силу:

;

Где — допускаемая приведенная удельная окружная сила = 2,32 Н/мм^2,= 0,9 — Коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы,

= 0,94 — Коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве,

= 1 — Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы,

= 1,2 — Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива,

= 0,85 — Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями плоского ремня,

— Коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту,

;

Определяем ширину ремня:

=41,8 мм, округляем до 40 мм.

Определяем площадь поперечного сечения ремня:

= 112 мм.

Определяем силу предварительного натяжения ремня:

224 H,

где — предварительное напряжение Н/мм².

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:

= 329,35 H,

= 118,65 H.

Определяем силу давления ремней на вал;

=445,5 H.

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие на вал:

F_опв= F_в sinи = 445,5 sin60° = 386 H.

F_опг = F_вcosи = 445,5cos60° = 223H.

Проверить прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

,

= 2,94 Н/мм² — напряжение растяжения.

= 2 Н/мм² — напряжения изгиба.

=0,013 Н/мм² — напряжения от центробежных сил.

=8 Н/мм² — допускаемое напряжение растяжения

= 4,953 Н/мм² <

Глава 4. Подбор соединительной муфты

Муфта цепная.

Полумуфты изготовляют из стали 45 (ГОСТ 1050−88). Диаметр концевого участка тихоходного вала под полумуфту 50 мм.

Расчетный момент должен быть в пределах номинального:

T_p=K_pT₂? T;

Где, K_{p -} коэффициент режима нагрузки, для шнека = 2.

T₂ — момент на тихоходном валу редуктора = 230,7 Н•м.

T_p=2•230,7 = 461,4 Н•м.

Выбираем муфту по ГОСТ 20 742–81, с номинальным моментом 500 Н•м. Основные размеры:

l_отв =82 мм, l_м = 222 мм, D = 200 мм, число зубьев — 14

Рис. 1 — Цепная муфта

Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора

5.1 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр

Определяем силы, необходимые для расчета валов.

Силы в зацеплении закрытой передачи:

Окружная:

Червяк: F_t1== 829 Н,

Колесо: F_t2== 3295 Н,

Радиальная:

Колесо: F_r2= F_t2 tg (б) =3295•tg (20) =1199 Н,

Червяк: F_r1= F_r2 = 1199 Н,

Осевая:

Колесо: F_a2= F_t1=829 Н,

Червяк: F_a1= F_t2 = 3295 Н.

Консольные силы:

Плоскоременная передача (радиальная):

=445,5 H.

Муфта (радиальная) на тихоходном валу:

4650 Н.

Рис. 1 — Схема нагружения валов червячного редуктора

5.2 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для быстроходного вала

Рис. 2 — Схема нагружения вала червяка.

Силы действующие на червячный вал:

F_a1 = 3295 H; F_r1 =1199 H; F_t1 =829 H; F_опв= 386 H; F_опг = 223 H.

Длины участков:

Горизонтальная плоскость:

m_A = 105F_t1 — 210B_x + 282F_опг = 0;

В_х = (829 105 + 282•223) /210 = 706 Н;

Уm_B = - 105F_t1 + 72F_опг + 210A_x = 0;

А_х = (105•829 — 223•72) /210 = 346 Н;

Проверка УХ = 0; A_x — F_t1 + B_x — F_опг = 346−829 + 706 — 223= 0.

Изгибающие моменты

М_х2 = 3460,105 = 36 Нм; М_х3 = - 2230,072 = - 16 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = - 105F_r1 — 210B_y + F_a1d₁/2 + 275F_опв= 0;

В_y = (-1 199 105 + 329 570/2 + 275 386) /210 = 455 Н;

Уm_B = 105F_r1 + F_a1d₁/2 — 210A_Y + 65F_опв = 0;

А_Y = (105•1199 + 329 570/2 + 65 386) /210 =1268 Н;

Проверка УY = 0; A_Y — F_r1 + B_Y + F_опв = - 1268 + 1199+455−386 = 0.

Изгибающие моменты:

М_y2 = - 12 680,105 = - 133 Нм

М_y2 = 4550,105 — 0,170 386= - 18 Нм

М_y3 = - 3860,065= - 25 Нм

Крутящий момент:

M_z== 29 Нм

Изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₂ = = = 138 Нм.

Суммарные реакции опор:

R_a = = = 1314 H,

R_b = = = 840 H.

Проверка подшипников на быстроходном валу:

Роликовый конический однорядный ГОСТ 27 365–87, 7606, Средняя широкая серия, Враспор

C_r=63 кН,

Реакции в подшипниках: R₁ =1314 H, R₂ = 840 H.

L_h = 14 000 ч.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

;

Где — коэффициент надежности.

— Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n — частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала,

— эквивалентная нагрузка, для ее определения необходимы:

Х = 0,4 — коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 1,882 — Коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 — Коэффициент вращения;

e = 0,319 — Коэффициент влияния осевого нагружения;

R_r1 = R₁, R_r2 = R₂ — радиальная нагрузка;

R_s1 = 0,83eR_r1 = = 348 Н — осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника;

R_s2 = 0,83eR_r2 = = 222 Н;

R_а1 = R_s1 — Осевая нагрузка подшипника;

R_а2 = R_a1 + F_a =348 + 3295 = 3643 Н.

K_б = 1 — коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;

К_Т = 1 — температурный коэффициент.

Первый подшипник (R_а)

= 0,26 < e = 0,319, следовательно:

;

Второй подшипник (R_b)

= 4,7 > e = 0,34, следовательно:

;

Грузоподъемность рассчитаем по наиболее нагруженному подшипнику:

= 55 215 Н < C_r = 63 000 Н.

Условие выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= > [L] =14 000 ч.

Определение коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.

Основное условие расчета — определяемый коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала должен быть больше допускаемого:

S > 2;

Данные для расчета: Материал червяка — сталь 40ХН.

у_в = 920 Н/мм², у_ф = 750 Н/мм², у_-1 = 420 Н/мм^2;

Осевой момент сопротивления сечения вала:

W_нетто = = 4,6 • 10³ мм³;

Где — диаметр ступени вала под червяк.

Полярный момент инерции:

W_снетто == 9,3 • 10³ мм³;

Амплитуда нормальных напряжений:

= 30 Н/мм^2,

Где M₂ = 138 Нм — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

= 1,6 Н/мм^2,

Где M_к = 29 Нм — Крутящий момент.

Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:

;

Где

= 1,8 и = 1,55 — эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),

= 0,81 — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),

— коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),

;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

=189,2 Н/мм^2,

Где = 420 Н/мм² — предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,

=127,7 Н/мм^2,

Где = 0,58 = 244 Н/мм² — предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

= 6,3 Н/мм^2, = 79,8 Н/мм²;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

= =6,5 > 2, условие выполняется.

5.3 Разработка расчетных схем, определение реакций опор и построение эпюр, проверочные расчеты для тихоходного вала

Рис. 3 — Схема нагружения тихоходного вала.

Силы действующие на тихоходный вал:

F_t2 = 3295 H; F_r2 =1199 H; F_a2 =829 H.

F_м=4650 Н.

Длины участков:

Горизонтальная плоскость:

m_С = 244F_м — 144D_x — 72F_t2 = 0;

D_х = (244•4650 — 72•3295) /144 = 6232 Н;

Уm_D = 100F_м — 144С_x + 72F_t = 0;

С_x = (100•4650 + 72•3295) /144 = 4877 H.

Проверка УХ = 0; - F_м — С_х + F_t + D_x = 4650 + 4877 — 3295 — 6232 = 0.

Изгибающие моменты:

М_х2 = - 48 770,072= - 351 Нм;

М_х3 = - 46 500,1 = - 465 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_C = - 72F_r2 + D_y144 — F_a2d₂/2 = 0;

D_y= (72•1199 + 829 210/2) /144 = 1204 Н;

m_D = 72F_r2 + C_y102 — F_a2d₂/2 = 0;

C_Y = (- 72•1199 + 829•210/2) /144 = 5 H.

Проверка УY = 0; С_y — F_r2 + D_y = 5 — 1204+ 1199 = 0.

Изгибающие моменты:

М_y2 = - 5•0,072 = - 0,4 Нм;

М_y2 = 1204•0,072 = 87 Нм;

Крутящий момент:

M_z== 346 Нм;

Суммарные реакции опор:

R_c = = =4877 H,

R_d = = = 6347 H.

Изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₃ = 465 Нм.

M₂ = = = 362 Нм.

Проверка подшипников на тихоходном валу:

Тихоходный вал — Роликовый конический однорядный ГОСТ 27 365–87, 7212, Легкая серия, Враспор

C_r=72,2 кН

Реакции в подшипниках: R₁ =4877 H, R₂ = 6347 H.

L_h = 14 000 ч.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

;

Где

— коэффициент надежности.

— Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n — частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала,

— эквивалентная нагрузка, для ее определения необходимы:

Х = 0,4 — коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 1,71 — Коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 — Коэффициент вращения;

e = 0,35 — Коэффициент влияния осевого нагружения;

R_r1 = R₁, R_r2 = R₂ — радиальная нагрузка;

R_s1 = 0,83eR_r1 = = 1417 Н — осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника;

R_s2 = 0,83eR_r2 = = 1844 Н;

R_а1 = R_s1 — Осевая нагрузка подшипника;

R_а2 = R_a1 + F_a = 1417+ 829 =2246 Н.

K_б = 1 — коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;

К_Т = 1 — температурный коэффициент.

Первый подшипник (R_c)

= 0,29 < e = 0,35, следовательно:

;

Второй подшипник (R_d)

= 0,353 > e = 0,35, следовательно:

;

Грузоподъемность рассчитаем по наиболее нагруженному подшипнику:

=21 180 Н < C_r=72 200 Н.

Условие выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= > [L] =14 000 ч.

Определение коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях.

Сечение под червячное колесо.

Основное условие расчета — определяемый коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала должен быть больше допускаемого:

S > 2;

Данные для расчета:

Материал вала — сталь 40ХН,

у_в = 800 Н/мм², у_ф = 630 Н/мм², у_-1 = 380 Н/мм^2;

Осевой момент сопротивления сечения вала:

W_нетто = = 34,2 • 10³ мм³;

Где — диаметр ступени вала под червячное колесо,

t₁ = 7,5 — глубина паза;

b = 20 — ширина шпонки.

Полярный момент инерции:

Wснетто = = 67,8 • 103 мм³;

Амплитуда нормальных напряжений:

= 10,6 Н/мм^2,

Где M = 362 Нм — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

= 2,5 Н/мм^2,

Где M_к = 346 Нм — Крутящий момент.

Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:

;

Где

= 1,63 и = 1,85 — эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),

= 0,76 — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),

— коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),

;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

=176,7 Н/мм^2,

Где = 380 Н/мм² — предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,

=118,9 Н/мм^2,

Где = 0,58 = 220 Н/мм² — предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

= 16,7 Н/мм^2, = 47,6 Н/мм²;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

= =17,3 > 2, условие выполняется.

Сечение под подшипниками:

Осевой момент сопротивления сечения вала:

W_нетто = = 21,6 • 10³ мм³;

Где — диаметр ступени вала под подшипники.

Полярный момент инерции:

W_снетто ==43,2 • 10³ мм³;

Амплитуда нормальных напряжений:

= 21,5 Н/мм^2,

Где M = 465 Нм — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

= 4 Н/мм^2,

Где M_к = 346 Нм — Крутящий момент.

Определяем концентрации нормальных и касательных напряжений:

;

Где = 1,75 и = 1,5 — эффективные коэффициенты концентрации напряжений (Табл.11.2),

= 0,78 — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (Табл.11.3),

— коэффициент влияния шероховатостей (Табл.11.4),

;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

= 170 Н/мм^2,

Где = 380 Н/мм² — предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,

=115 Н/мм^2,

Где = 0,58 = 220 Н/мм² — предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

= 7,9 Н/мм^2, = 29 Н/мм²;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

= =7,6 > 2, условие выполняется.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h — высота шпонки; t₁ — глубина паза;

l — длина шпонки;

b — ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч25.

Материал — чугун, допускаемое напряжение смятия [у] _см = 50 МПа.

у_см = 2· 15·10³/25• (7−4) • (25−8) = 23,5 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20Ч12Ч80. Материал — чугун, допускаемое напряжение смятия [у] _см = 50 МПа.

у_см = 2· 346·10³/70• (12−7,5) • (80−20) = 36,6 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16Ч10Ч60. Материал — сталь 45, допускаемое напряжение смятия [у] _см = 150 МПа.

у_см = 2· 337·10³/50• (10−6) • (60−16) = 76,6 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у] _см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

7. Проектирование корпуса и системы смазки редуктора

Корпус:

Толщину корпуса принимаем равной 8 мм.

Корпус типовой.

Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

= 95 С,

где t_в = 18 С — температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²К — коэффициент теплопередачи;

А = 0,43 м² — площадь поверхности охлаждения.

t_м = 18 + 2,110³ (1 — 0,83) /170,43 = 67 С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

Смазка червячного зацепления:

Объем масляной ванны

V = (0,50,8) P = (0,5 0,8) 2,2 1,1 л

Выбираем масло индустриальное И-Т-Д-220.

Система смазки — картерная.

8. Расчет приводного вала

Расчет диаметра вала производится в зависимости от крутящего момента по формуле .

В данном случае крутящий момент приводного вала равен 337,5 Нм.

Диаметр вала равняется 35 мм. Длина участков вала выбирается с учетом компоновочной схемы, в том числе размеров подшипников, манжет, крышек подшипников и других деталей.

Заключение

При выполнении проекта производился расчет привода электрической лебедки, включающей в себя электродвигатель, червячный редуктор и клиноременную передачу.

Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность.

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.

2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Курсовое проектировании деталей машин. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. — М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. — М.: Высш. шк., 1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. — Л.: Машиностроение, 1988.