Привод лебёдки для подтягивания груза

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 04 Апреля 2013 в 23:41, курсовая работа

Описание работы

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.

Содержание работы

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
3. Составление компоновочной схемы редуктора……………………………..21
4. Расчёт валов…………………………………………………………………....23
5. Выбор подшипников качения……………………………………………...…43
6. Расчёт муфты………………………………………………………………..…46
7. Расчет конструктивных элементов и корпусных деталей…………………..47
8. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания …………………48
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………………………………………………………....49

Скачать архив (632.95 Кб) Сколько стоит заказать работу?
Файлы: 1 файл

курсовой.doc

— 1.45 Мб (Скачать файл)

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:

;

;

Информация о работе Привод лебёдки для подтягивания груза