Привод тяговой лебедки 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 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.