Привод лебёдки для подтягивания груза

Министерство науки  и образования

Федеральное агентство  по образованию

Государственное образовательное  учреждение

высшего профессионального  образования

"Ижевский государственный  технический университет"

Кафедра «Управление качеством»

 

 

 

 

 

 

Расчетно-пояснительная записка

 к курсовому  проекту

Предмет: «Детали машин и основы конструирования»

Тема: «Привод лебёдки для подтягивания груза»

Вариант 8.3

 

 

 

 

 

 

                                                                                 Выполнил: ст. гр. 6-35-1б                                                                             

                                                                                       Поторочин Д.М.             

                                                                       Принял:

         Глазырин  В.А.                                                                                                                                                                                                                                                             

                                   

 

 

 

 

Ижевск 2007

Содержание

 

Техническое задание………………………………………………………..……3

Введение…………………………………………………………………………..4

  1. Энергетический, кинематический и силовой расчет привода ……..……...5
  2. Расчёт передач………………………………………………………………...8

2.1.Расчёт косозубой передачи…………………………………………………..8

2.2.Расчёт прямозубой  передачи……………………………………….………..15

  1. Составление компоновочной схемы редуктора……………………………..21
  2. Расчёт валов…………………………………………………………………....23
  3. Выбор подшипников качения……………………………………………...…43
  4. Расчёт муфты………………………………………………………………..…46
  5. Расчет конструктивных элементов и корпусных деталей…………………..47
  6. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания …………………48

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………………………………………………………....49

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание

 

Цели и задачи курсового проекта:

1. Дать анализ назначения и  условий, в которых находиться  каждая проектируемая деталь, и  наиболее рациональное конструктивное  решение с учетом технологических,  монтажных, эксплуатационных и экономических требований.

2. Произвести кинематические расчеты,  определить силы, действующие на  звенья узла, произвести расчеты  конструкций на прочность, решить  вопросы, связанные с выбором  материала и наиболее технологичных  форм деталей, продумать процесс сборки и разборки отдельных узлов машины в целом.

Схема привода лебёдки для поднятия груза представлена на рисунке 1.

 

 

Рис. 1 – Схема привода  вертикального ленточного элеватора.

 

Дополнительные требования:

  1. Спроектировать передачи из примерно одинаковой нагруженности колёс.
  2. Спроектировать для входного вала редуктора муфту МУВП с тормозным шкивом.

Характеристика и условия работы привода:

  1. Грузоподъемность G=3,2 кН;
  2. Скорость подъема груза  υ= 0,9 м/c;
  3. Диаметр барабана D=200 мм;
  4. Срок службы 4 года;
  5. Коэффициент использования суточный  Кс= 0,6;
  6. Коэффициент использования годовой Кг= 0,7;

 

На рисунке 2 – график нагрузки привода.

 

Рис. 2 – График нагрузки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                   Введение

 

Редуктор – это механизм для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего механизма. Механизм, совершающий обратное преобразование, называют ускорителем или мультипликатором. При частоте вращения быстроходного вала  n<3000 (1/мин) эти механизмы конструктивно однотипны.

Редуктор – законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей  машиной муфтами или упругими разъёмными элементами. Это принципиально  отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёзда корпуса (в основном используют подшипники качения).

Разнообразие редукторов велико. Ориентироваться  во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении  от быстроходного вала к тихоходному  и положение осей зубчатых колёс  в пространстве.

Наиболее распространены редукторы с валами, расположенными в горизонтальной плоскости. Типоразмер редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрических передач, глобоидной и червячной главным параметром является межосевое расстояние; планетарной - радиус водила, конической - диаметр основания делительного конуса колеса, волновой - внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии, совпадающий с наружным посадочным диаметром гибкого подшипника, если он применяется.

Под исполнением понимают передаточное отношение, вариант сборки и формы концов валов. Если изменится корпус, то измениться и тип редуктора.

Основная энергетическая характеристика редуктора - номинальный момент T, представляющий собой допускаемый крутящий момент на его тихоходном валу при постоянной нагрузке и при числе циклов зубчатого колеса, равном его базе контактных напряжений. В расчётах на прочность не следует использовать мощность, так как она не определяет нагруженности детали и не может быть задана независимо от передаточного отношения и частоты вращения валов. Критерием технического уровня служит относительная масса. Относительная масса почти не зависит от частоты вращения валов и сравнительно мало меняется в зависимости от типа и размера редуктора.

Основной путь улучшения технического уровня редуктора - повышение твёрдости  рабочих поверхностей зубьев. С ростом технического уровня увеличивается  себестоимость 1кг массы редуктора, которая при прочих равных условиях зависит от серийности. Окончательный  экономический критерий - относительная себестоимость. Индивидуальный редуктор дешевле сделать с зубьями средней твёрдости, чем высокой.

 

 

 

 

1.Энергетический, кинематический и силовой расчет привода

 

    1. Мощность на приводном валу барабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане)

, где

G- вес поднимаемого груза; 

V- скорость подъёма груза;

1.2. Общий коэффициент полезного действия привода.

где  hпп=0,99 – к.п.д. пары подшипников качения,

        hпз =0,97 – к.п.д. закрытой передачи,

        hм =0,98 – к.п.д. муфты.

1.3. Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления)

,где

P3 – мощность на приводном валу барабана

h- общий коэффициент полезного действия

1.4. Частоты вращения барабана (третьего вала)

 , где

D- диаметр барабана; 

V- скорость подъёма груза;

    1. Выбор электродвигателя.

По таблице выбираем электродвигатель марки ДАТ-104-1, мощность которого   Pдв=4 кВт, частота вращения  nдв=1435 об/мин.

1.7. Ориентировочное передаточное число привода

,где

nдв – частота вращения электродвигателя

n3 – частота вращения барабана

1.8. Передаточные числа ступеней передач привода

U0=U1´U2,

           где U1 – передаточное отношение быстроходной передачи,

                  U2 - передаточное отношение тихоходной передачи.

Выбираем из ряда:                        

                                                       U1=7

    U2=2,5

U0’=7´2,5=17,5

    1. Считаем погрешность определенной величины

что в пределах допустимого (±5%).         

1.10. Частоты вращения валов привода

Для первого  вала:

Для второго  вала:

Для третьего вала:

, где

U1 – передаточное отношение быстроходной передачи,

U2 - передаточное отношение тихоходной передачи.

1.11. Мощности валов привода

Для первого  вала:

Для второго  вала:

Для третьего вала:

 , где

P1– мощность на входном валу;

P2– мощность на промежуточном валу;

P3– мощность на выходном валу;

Pдв– потребная мощность двигателя;

hпп=0,99 – к.п.д. пары подшипников качения,

hзп =0,97 – к.п.д. закрытой передачи,

hм =0,98 – к.п.д. муфты.

1.12. Крутящие моменты на валах привода:

Для первого  вала:

Для второго  вала:

Для третьего вала:

,где

P1, T1 и n1 – мощность, крутящий момент и частота вращения на входном валу;

P2, T2 и n2 – мощность, крутящий момент и частота вращения на промежуточном валу;

P3, T3 и n3 – мощность, крутящий момент и частота вращения на выходном валу;

 

 

2.Расчёт передач

    1. Расчёт цилиндрической косозубой передачи

2.1.1 Выбор материала

Для шестерни – сталь 40ХН, HRC=45HB=430HB , ;

Для колеса - сталь 40ХН, HB=200HB, ;

-предел текучести

2.1.2 Допускаемые усталостные контактные напряжения

Расчет по этим допускаемым напряжениям  предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

где SH1 = 1,3 ; SH2 = 1,2 - коэффициент запаса прочности;

ZR=1 - коэффициент,  учитывающий шероховатость  поверхности;

ZV = 1 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

ZN - коэффициент долговечности

, m=6;

NGН - базовое число циклов

NGH1 = (HB)3=4303=79507000<12·107;

NGH2 = (HB)3=2003=8000000<12·107;

NHE - эквивалентное число циклов

eH - коэффициент эквивалентности

;

Время работы передачи

t = tг (лет)×365(дней)×24(часа)×Кг×Кс=4×365×24×0,7×0,6=14716,8 час.   

Далее все параметры, относящиеся  к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

Эквивалентное число циклов шестерни:

NHE1 = 60×n1×t×eH = 60×1435×14716,8 ×0,504=638626705,9

Эквивалентное число циклов колеса:

, т.к. ;

, т.к. ;

sHlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов NHG. Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух.

sHlim1 =17·45+200 =965 Мпа,

sHlim2 =2·200+70 =470 Мпа,

Допускаемые усталостные  контактные напряжения:

 Мпа.

 Мпа.

 Мпа. 

 Должно соблюдаться   соотношение:    

            

   

2.1.3 Выбор расчетных коэффициентов.

1)Выбор коэффициента нагрузки

KH = 1,3...1,5; KH = 1,3;

2) Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса

yа=0,315;

2.1.4 Проектный расчет передачи.

1). Определение межосевого расстояния

Здесь T1 - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka= 410

Выбираем аW  = 125 мм, в соответствии со стандартом.

 2). Выбор нормального модуля

тст=2        

3). Числа зубьев

b=8...220 - угол наклона зубьев;

b=160,     ,

 4).Уточняем угол наклона зубьев

b=16026’;

5). Делительные диаметры

;

;

Выполним проверку

 ;

6). Диаметры выступов

    ;

7). Диаметры впадин

;

8). Расчетная ширина колеса

                 ;

Достаточность осевого перекрытия

 

9). Торцовая степень перекрытия

 

10). Окружная скорость

                                             

Степень точности 8.

2.1.5 Проверочные расчеты.

1). Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

  .               

  .                 

           KHV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.  Они выбираются из таблицы.

           KHV=1,06; KFV=1,11.

KHb и KFb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).  Их значения выбираются из   таблицы интерполяцией.

KHb=1,22; KFb=1.

KHa и KFa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбираются из таблицы  интерполяцией.

         KHa=1,07; KFa=1,07.

;  .

2). Проверка по контактным напряжениям

;

ZE - коэффициент материала. Для стали ZE = 190;

 

  - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий;

ZH=2,4 - коэффициент формы сопряжённых поверхностей;

 

Ft - окружное усилие

;

- недогруз.

3). Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

;

YR=1 - коэффициент шероховатости переходной кривой.

YX=1,03-0,06m=1,03-0,06·2 =0,91 - масштабный фактор.

Yd=1,082-0,172lgm=1.082-0.172lg2=1,03 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения.

YN - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.                 

 

NFG - базовое число циклов. Для стальных зубьев:

NFG = 4×106

NFE1 - эквивалентное число циклов шестерни:

NFE1 = 60×n1×t×eF.                   

NFE1 = 60×1435×14716,8×0,5=633558240;

Эквивалентное число циклов колеса

  ;

 

               

Коэффициент запаса прочности:

SF = 1,7;

Предел выносливости зуба

sFlim1 =600 Мпа;

sFlim2 = 1,75·200=350 Мпа;

Мпа;

Мпа;

Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

  ;

YFS - коэффициент формы зуба

                  

X =0- коэффициент сдвига инструмента

ZV - эквивалентное число зубьев

        Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении. Для косозубых  .            

Yb - коэффициент угла наклона зуба

  Действительный запас усталостной изгибной прочности  .             

;   

.

 Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

4).Проверка на контактную статическую прочность:

;

T·1,3=Tпик - пиковая нагрузка;

Мпа;

Мпа;

5). Проверка изгибной статической прочности:

;

;

Проверка  по этим допускаемым напряжениям  предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2.Расчёт цилиндрической прямозубой  передачи

2.2.1 Выбор материала

Для шестерни – сталь 40ХН, 350HB , ;

Для колеса - сталь 40ХН, 335HB, ;

-предел текучести

2.2.2 Допускаемые усталостные контактные напряжения

Расчет по этим допускаемым напряжениям  предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

где SH = 1,2- коэффициент запаса прочности;

ZR=1 - коэффициент,  учитывающий шероховатость поверхности;

ZV = 1 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

ZN - коэффициент долговечности

, m=6;

NGН - базовое число циклов

NGH1 = (HB)3=3503=42875000<12·107;

NGH2 = (HB)3=3353=37595375<12·107;

NHE - эквивалентное число циклов

eH - коэффициент эквивалентности

;

Время работы передачи

t = tг (лет)×365(дней)×24(часа)×Кг×Кс=4×365×24×0,7×0,6=14716,8 час.   

Далее все параметры, относящиеся  к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

Эквивалентное число циклов шестерни:

NHE1 = 60×n1×t×eH = 60×205×14716,8 ×0,504=91232387

Эквивалентное число циклов колеса:

, т.к. ;

, т.к. ;

sHlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов NHG. Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух.

Мпа,

Мпа,

Допускаемые усталостные  контактные напряжения:

 Мпа.

 Мпа.

 Мпа.

 2.2.3 Выбор расчетных коэффициентов.

1)Выбор коэффициента нагрузки

KH = 1,3...1,5; KH = 1,3;

2) Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса

yа=0,315;

2.2.4 Проектный расчет передачи.

1). Определение межосевого расстояния

Здесь T1 - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka= 450

Выбираем аW  = 125 мм, в соответствии со стандартом.

 2). Выбор нормального модуля

тст=1,25        

3). Числа зубьев

b=8...220 - угол наклона зубьев;

b=00,     ,

 4). Делительные диаметры

;

;

Выполним проверку

 ;

5). Диаметры выступов

    ;

6). Диаметры впадин

;

7). Расчетная ширина колеса

                 ;

Берём ширину bw=40 мм

8). Торцовая степень перекрытия

 

9). Окружная скорость

                                             

Степень точности 8.

2.2.5 Проверочные расчеты.

1). Для проверочных расчётов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

          .               

           .                 

           KHV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.  Они выбираются из таблицы.

           KHV=1,02; KFV=1,04.

KHb и KFb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).  Их значения выбираются из   таблицы интерполяцией.

KHb=1,0; KFb=1.

KHa и KFa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбираются из таблицы  интерполяцией.

         KHa=1; KFa=1.

;  .

2). Проверка по контактным напряжениям

;

ZE - коэффициент материала. Для стали  ZE = 190;

 

  - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий;

ZH=2,5- коэффициент формы сопряжённых поверхностей;

 

Ft - окружное усилие

;

- недогруз.

3). Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

;

YR=1 - коэффициент шероховатости переходной кривой.

YX=1,03-0,006m=1,03-0,006·1,25=1,02≈1 - масштабный фактор.

Yd=1,082-0,172lgm=1,082-0,172lg1,25=0,87 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения.

YN - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

.                 

 

NFG - базовое число циклов. Для стальных зубьев:

NFG = 4×106

NFE1 - эквивалентное число циклов шестерни:

NFE1 = 60×n1×t×eF.                   

NFE1 = 60×205×14716,8×0,5=90508320;

Эквивалентное число циклов колеса

  ;

 

               

Коэффициент запаса прочности:

SF = 1,7;

Предел выносливости зуба

sFlim1 =1,75·350=612,5 Мпа;

sFlim2 = 1,75·335=586,25 Мпа;

Мпа;

Мпа;

Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

  ;

YFS - коэффициент формы зуба

                

X =0- коэффициент сдвига инструмента

ZV - эквивалентное число зубьев

;

;

        Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении. Для косозубых  .            

Yb - коэффициент угла наклона зуба

 

Действительный запас  усталостной изгибной прочности  .             

;

.

 Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

 

4).Проверка на контактную статическую прочность:

;

T·1,3=Tпик - пиковая нагрузка;

Мпа;

Мпа;

5). Проверка изгибной статической прочности:

;

;

Привод лебёдки для подтягивания груза