Привод лебёдки для подтягивания груза

– площадь поперечного сечения, мм²

- коэффициент перегрузки

- суммарный изгибающий момент, Нм

-крутящий момент, Нм

 мм³

 мм³

 мм²

 Н/мм²

Н/мм²

2.Расчет на сопротивление усталости.

Работоспособность вала из условия  усталостной прочности будет  обеспечена, если

где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.

- допускаемый коэффициент запаса  прочности, обычно принимаемый  для валов редуктора в пределах 1,5…2,5.

Запас прочности по пределу текучести  при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые зависимостями:

, - пределы выносливости

, -амплитуды напряжений цикла

- суммарный изгибающий момент, Нм

-крутящий момент, Нм

- коэффициенты снижения предела  выносливости

, где 

- эффективные коэффициенты концентрации  напряжений при кручении,

- коэффициенты влияния абсолютных  размеров поперечного сечения,

- коэффициенты влияния качества поверхности,

- коэффициент влияния поверхностного  упрочнения,

- коэффициент чувствительности  материала к ассиметрии, .

 Нм, Нм

,

,

и

Окончательно, коэффициент запаса прочности будет равен:

Следовательно, вал спроектирован  правильно

 

 

 

5. Выбор подшипников качения

 

Входной вал:

Определяем суммарные радиальные реакции

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 305 по ГОСТ 8338-75. Оба подшипника вала испытывают радиальную F_r и осевую нагрузку F_a.

Параметры подшипника:

d=25мм ; D=62мм; B=17мм; C_r=11400Н; С_0r=22500Н.

, где

С₀ – статическая грузоподъёмность подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Для данного подшипника:

Х=0,56  - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,87 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,23  - коэффициент влияния осевого нагружения;

- осевая нагрузка подшипника;

- радиальная нагрузка подшипника;

- коэффициент безопасности, температурный  коэффициент;

V=1 - коэффициент вращения.

Вычисление отношения:

, , следовательно, номинальная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:

По вычисленной эквивалентной  динамической нагрузке определяем требуемую  динамическую грузоподъёмность:

, где

С’ - динамическая грузоподъёмность

P – эквивалентная нагрузка

n=1435 об/мин. – частота вращения подшипника

L_h=14716,8 ч – долговечность подшипника

Погрешность грузоподъёмности подшипника:

- недогруз

Подшипник пригоден.

 

Промежуточный вал:

Определяем суммарные радиальные реакции

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 306 по ГОСТ 8338-75. Оба подшипника вала испытывают радиальную F_r и осевую нагрузку F_a.

Параметры подшипника:

d=30мм ; D=72мм; B=19мм; C_r=28100Н; С_0r=14600Н.

, где

С₀ – статическая грузоподъёмность подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Для данного подшипника:

Х=0,56  - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,87 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,23  - коэффициент влияния осевого нагружения;

- осевая нагрузка подшипника;

- радиальная нагрузка подшипника;

- коэффициент безопасности, температурный  коэффициент;

V=1 - коэффициент вращения.

Вычисление отношения:

,следовательно, номинальная  динамическая нагрузка вычисляется  по формуле:

По вычисленной эквивалентной  динамической нагрузке определяем требуемую  динамическую грузоподъёмность:

, где

С’ - динамическая грузоподъёмность

P – эквивалентная нагрузка

n=1435 об/мин. – частота вращения подшипника

L_h=14716,8 ч – долговечность подшипника

Погрешность грузоподъёмности подшипника:

- перегруз, что допустимо

Подшипник пригоден.

 

Выходной вал:

Определяем суммарные радиальные реакции

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 209 по ГОСТ 8338-75. Оба подшипника вала испытывают радиальную F_r и осевую нагрузку F_a.

Параметры подшипника:

d=45мм ; D=85мм; B=19мм; C_r=33200Н; С_0r=18600Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Для данного подшипника:

- радиальная нагрузка подшипника;

- коэффициент безопасности, температурный  коэффициент;

V=1 - коэффициент вращения.

Вычисление отношения:

номинальная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:

По вычисленной эквивалентной  динамической нагрузке определяем требуемую  динамическую грузоподъёмность:

, где

С’ - динамическая грузоподъёмность

P – эквивалентная нагрузка

n=82 об/мин. – частота вращения подшипника

L_h=14716,8 ч – долговечность подшипника

Погрешность грузоподъёмности подшипника:

- недогруз

Подшипник пригоден.

 

 

6. Расчет муфты

 

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме применяют упругие втулочно-пальцевые муфты. Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов, обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

На входном валу  по заданию  устанавливается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП).

4.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая.

По ГОСТ  21424-75 в соответствии с диаметром выходного вала редуктора и моментом на этом валу выбираем длину полумуфты l=36мм, количество пальцев Z=6; диаметр и длина пальцев d_п=10 мм l_n=15мм, диаметр расположения пальцев D=71 мм.

Проверочный расчет пальцев на изгиб  и упругих элементов на смятие

  , где

d_n – диаметр пальца, мм;

l – длина втулки, мм;

Z – число пальцев, мм;

D – диаметр окружности отверстия под упругим элементом, мм;

[σ]_CM=2,0 МПа – допускаемое напряжение смятия;

 – вращающий момент, нагружающий муфту в приводе

K = 1,1...1,4 – коэффициент режима работы

Т_н – номинальный длительно действующий момент

- напряжение смятия упругих  элементов

Материал пальцев муфты –  сталь 45 , (ГОСТ 1050-88)

Расчет пальцев на изгиб:

, где

С=4 мм – зазор между полумуфтами;

Т_к – вращающий момент, нагружающий муфту в приводе

d_n – диаметр пальца, мм;

l – длина втулки, мм;

Z – число пальцев, мм;

D – диаметр окружности отверстия под упругим элементом, мм;

[σ]_и– допускаемое напряжение смятия;

 

- напряжение изгиба пальцев  муфты

 

4.2 Выбор муфты на выходной вал

Для соединения вала  двигателя и быстроходного вала редуктора,  примем упругую втулочно-пальцевую  муфту. Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов, обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Размеры муфты подбираем исходя из заданного момента и диаметра.

Нам подходит муфта упругая втулочно-пальцевая(ГОСТ 21424-75) с диаметром отверстия 40 мм и моментом 500 Нм.

 

 7. Расчет конструктивных элементов и корпусных деталей

 

При установке колес на валах  необходимо обеспечить надежное базирование колеса на валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу, решить вопросы, связанные с фиксированием колес на валах и при необходимости предусмотреть регулирования осевого положения колес. Для передачи вращающего момента чаще всего используют призматические шпонки.

Длина шпонки:

где l_р -рабочая длина ,мм

b-ширина шпонки, мм

Расчётное напряжение смятия:

, где

Т-момент на валу, Н×м

d - внутренний диаметр колеса, мм

h-высота шпонки, мм

l_р -рабочая длина, мм

t₁ – глубина паза вала, мм

- рабочая длина шпонки

, что меньше 

Мпа - допускаемые напряжения смятия для стали ;

 

 

Шпонка под зубчатое колесо тихоходной ступени:

Т=340,07 Н×м,  d=48мм

Принимаем по ГОСТ 23360-78 шпонку

- рабочая длина шпонки

, что меньше 

 

   8. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

 

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Выбор масла:

Контактные напряжения

V до 2 м/с  для зубчатых  колес при 40⁰ С

Кинематическая вязкость .

Для данной вязкости выбираем индустриальное масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.

Определяем объем масляной ванны:

где В, L - ширина и длина внутренней полости редуктора, дм

В=17дм; L=35,3дм

Глубина погружения колеса в масло:

По чертежу замеряем H=6дм

л

Выбираем смазку для подшипниковых  узлов:

Для смазывания подшипниковых узлов  принимаем смазку ЛИТОЛ-24

ГОСТ 21150-75.

Контроль масла:

Уровень масла, находящегося в корпусе  редуктора, контролируют различными маслоуказателем.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, потому оно периодически должно меняться. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

При длительной работе в связи с  нагревом масла и воздуха, повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

 

 

 

Список литературы.

 

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. -М. : Высш. шк. , 1991.-432с.:ил. ISBN 506-001514-9.
2. Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., «Высш. школа», 1975 .
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и  деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М. : Высш.шк. , 1985.-416с.:ил.
4. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение , 1989.-496с.:ил .