Расчет редуктора лебёдки (+ аннотация)

Работа содержит в себе большое количество таблиц, схем, рисунков, расчетов, формул. ...

1. Назначение, устройство и принцип действия лебёдки.
2. Кинематический и силовой расчет.
2.1 Выбор электродвигателя.
2.2 Определение передаточного отношения.
2.3 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов.
3. Расчёт зубчатых колёс редуктора.
4 Предварительный расчёт валов редуктора.
5 Конструктивные размеры шестерни и колеса.
6 Конструктивные размеры корпуса редуктора.
7 Проверка долговечности подшипника.
8. Проверка прочности шпоночных соединений.
9 Выбор смазки и выбор смазочного материала.
10 Выбор и проектирование муфт.
Библиографический список

Целью данного курсового проекта является проектирование привода лебёдки на основании комплексного технического задания. Привод (рисунок 1) включает в себя электродвигатель - 1, соединенный через муфту - 2 с одноступенчатым цилиндрическим редуктором - 3, который, в свою очередь, при помощи цилиндрической открытой передачи - 4, соединен с валом исполнительного механизма -5.
Кинематическая схема представлена на рисунке 1.
Исходные данные:
Окружное усилие на барабане: F=2800Н;
Диаметр барабана D=250мм;
Окружная скорость барабана V=0,9 м/с.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : aw = 125 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01...0.02) x aw мм, для нас: mn = 2 . . . 4 мм, принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn= 2 мм
Принимаем предварительно угол наклона зубьев  = 10o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1 = = = 21
Примем: z1 = 21
z2 = U x z1 = 5 x 21 = 105
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos() = = = 1,008
= 11,48 o
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1 = = = 41,67 мм;
d2 = = = 208,33 мм.
Проверка : aw = = = 125 мм.
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 x mn = 41,67 + 2 x 2 =45,67 мм;
da2 = d2 + 2 x mn = 208,33 + 2 x 2 = 212,33 мм.
ширина колеса: b2 = ba x aw = 0,4 x 125 = 50 мм;
ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм;
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
Окружная скорость колёс:
.
Для косозубых колёс при окружной скорости до 10 м/с степень точности принимаем равной восьми.
Определяем коэффициент нагрузки по формуле:
КН=КНКНКНv .
Здесь по таблице 3.4 ([1], с. 39) при восьмой степени точности и окружной скорости колёс до 10 м/с принимаем КН=1,08; при bd=0,961, твёрдости НВ<350 и несимметричном расположении колёс по таблице 3.5 ([1], с. 39) принимаем КН=1,10; для косозубых колёс при окружной скорости менее 10 м/с принимаем по таблице 3.6 ([1], с. 40) КНv=1.
Тогда можно найти численное выражение коэффициента нагрузки в соответствие с формулой (1.6):
КН=1,11,081=1,188.
Проверяем контактные напряжения:
, МПа
То есть условие проверки по прочности выполнено.
Рассчитываем силы, действующие в зацеплении: окружную, радиальную и осевую.
Окружная сила:
.
Радиальная сила:
.
Осевая сила:
.
Проверку зубьев на выносливость по напряжению изгиба производим с помощью неравенства
,
где KF – коэффициент нагрузки, вычисляется по формуле (2.4):
KF = KFKFv (2.4)
Здесь при bd=0,961, твёрдости НВ<350 и несимметричном расположении колёс относительно опор по таблице 3.7 ([1], с. 43) KF=1,21; для косозубых колёс восьмой степени точности и окружной скорости до 10 м/с принимаем по таблице 3.8 ([1], с. 43) KFv=1,1.
Найдём численное выражение коэффициента нагрузки по формуле (2.4):
KF =1,211,1=1,331
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv, которое для шестерни и колеса различно:
– для шестерни:
;
– для колеса:
.
Зная значения эквивалентного числа зубьев, выбираем значения YF 1 =3,69 и YF 2 =3,6 ([1], с. 42).
,
где =1,5;
n=8, тогда:
.
Допускаемое изгибное напряжение вычисляется по формуле:
,
где – предел изгибной выносливости, МПа.
[SF i] – коэффициент безопасности;
Для шестерни [SF 1]=1,8;
Для колеса [SF 2]=1,75.
для шестерни:
для колеса:
Тогда после подстановки численных значений, получим:
– для шестерни
;
– для колеса
.
Тогда можно найти отношения:
Для шестерни:
.
Для колеса:
.
Проверку на изгиб необходимо производить для колеса, так как для него меньше отношение .
. Условие прочности выполнено.
4 Предварительный расчёт валов редуктора.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение :
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда 22 мм.
Диаметр вала под подшипниками определяется по формуле:
.
Принимаем по стандартному ряду 30 мм.
Допускаемое напряжение на кручение принимаем равным .
Определяем диаметр выходного конца ведомого вала:
Примем стандартное значение диаметра выходного конца вала 28 мм.
По стандартному ряду принимаем диаметр под подшипниками 35 мм.
Определяем диаметр ведомого вала под колесом:
.
Тогда выбираем стандартное значение 40 мм.
5 Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры определены выше: d1=41,67 мм; da 1=45,67 мм; b1=55 мм.
Колесо кованое, имеет размеры: d2=208,33 мм; da 2=212,33 мм; b2=50 мм.
Диаметр ступицы колеса:
.
Длина ступицы:
.
Принимаем стандартное значение длины ступицы 60 мм.
Находим толщину обода колеса:
.
Принимаем 5 мм.
Толщина диска:
С=0,3 b2=0,3 50=15 мм.
6 Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Корпусные детали являются составными частями редуктора и предназначаются для обеспечения правильного взаимного расположения сопряженных деталей редуктора, восприятия нагрузок, действующих в редукторе, защита рабочих поверхностей зубьев и подшипников от взаимных инородных частиц окружающей среды, защита масла от выброса его в окружающую среду при работе редуктора, отводы теплоты, а также для размещения масляной ванны.
Корпусные детали имеют, как правило, сложную форму, поэтому изготавливают их чаще всего литьем, в редких случаях методом сварки. Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является чугун СЧ 15-32. Корпусная деталь состоит из стенок, фланцев, ребер и других элементов, соединенных в единое целое.
Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора принимаем: =1=8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
– верхнего: b=1,5 =1,5 8=12 мм;
– нижнего: р=2,35 =2,35 8=18,8 мм. Принимаем р=20 мм.
Определяем диаметры болтов:
– фундаментных:
dб 1=(0,030,036) аW +12=(0,030,036) 125 +12=14,414,88 мм.
Принимаем фундаментные болты с резьбой М 16.
– для крепления крышки у подшипников:
dб 2=(0,70,75) d 1=(0,70,75)16 =11,212 мм.
Принимаем болты с резьбой М 12.
– для соединения крышки с корпусом:
dб 3=(0,50,6) d 1=(0,50,6)16 =89,6 мм.
Принимаем для соединения крышки с корпусом болты с резьбой М 10.
7 Проверка долговечности подшипника.
Исходные данные для быстроходного вала: диаметр вала в месте посадки подшипника dп1=30мм, частота вращения вала n=980 мин-1, окружная сила Ft=1447,04 Н, радиальная сила Fr=293.8 Н, осевая сила: .
Выполняется расчетная схема ведущего вала и определяются реакции подшипников.
Схема нагружения тихоходного вала представлена на рисунке – 4.
Рисунок 4 – схема нагружения вала.
Горизонтальная плоскость
Dx=Cx=Ft/2 =1447,04 /2 =723,52 H
Mx=723,52×0,85 =614,99 H×м
Вертикальная плоскость
SmC= Fr85-Fad1/2 +Dy160 = 0