Вход

Расчет редуктора лебёдки (+ аннотация)

Рекомендуемая категория для самостоятельной подготовки:
Курсовая работа*
Код 261405
Дата создания 09 июля 2015
Страниц 23
Мы сможем обработать ваш заказ (!) 1 апреля в 12:00 [мск]
Файлы будут доступны для скачивания только после обработки заказа.
1 330руб.
КУПИТЬ

Описание

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

Содержание

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

Введение

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.

Фрагмент работы для ознакомления

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

Список литературы

1.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.-М.:Машиностроение.,1988.-416 с.
2.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов.-М.:Высш. шк., 1991.-432 с.
3.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов. -М.: Высш. шк., 1985.-415 с.
4.Гузенков П.Г. Детали машин: Учебник для вузов.-М.: Высш. шк., 1986.-359 с.
Очень похожие работы
Пожалуйста, внимательно изучайте содержание и фрагменты работы. Деньги за приобретённые готовые работы по причине несоответствия данной работы вашим требованиям или её уникальности не возвращаются.
* Категория работы носит оценочный характер в соответствии с качественными и количественными параметрами предоставляемого материала. Данный материал ни целиком, ни любая из его частей не является готовым научным трудом, выпускной квалификационной работой, научным докладом или иной работой, предусмотренной государственной системой научной аттестации или необходимой для прохождения промежуточной или итоговой аттестации. Данный материал представляет собой субъективный результат обработки, структурирования и форматирования собранной его автором информации и предназначен, прежде всего, для использования в качестве источника для самостоятельной подготовки работы указанной тематики.
bmt: 0.00387
© Рефератбанк, 2002 - 2024