Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Привод тяговой лебедки

Название: Привод тяговой лебедки
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 23:57:48 03 декабря 2010 Похожие работы
Просмотров: 119 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

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

850

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.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:24:59 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
11:52:38 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Привод тяговой лебедки

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(150043)
Комментарии (1830)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru