Расчет привода и редуктора - Курсовая работа

Диаметр каната определяется исходя из условий прочности с учетом коэффициента безопасности S, устанавливаемого для каждой категории режима (Гост 21354-87) по нормам ГОСГОРТЕХНАДЗОРА. Из условия: F ? [F], где [F] - предельное усилие, указываемое в таблице стандартов для канатов - ГОСТ 2688-80 и называемое: расчетное разрывное усилие, зависящее от диаметра каната dk и предела временного сопротивления ?в (рекомендуется ?в = 1800…2000 МПА).Диаметр барабана назначается по условиюЧастота вращения барабана вычисляется по формуле: nб = = = 31,33 » 31 (мин-1)Мощность двигателя Рэд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью Р соотношением Рэд ? 0,88•Р, где Р - мощность привода, определяемая по формуле: Р = , V - скорость набегания каната на барабан, м/мин; Значение потерь мощности учитывается КПД, рассчитываемым по универсальной формуле: , где ?бар-КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения каната в контакте с барабаном. ?м-КПД в муфте, соединяющей вал электродвигателя и вал редуктора, принимаем ?м=1 [1]. -КПД двухступенчатого редуктора, Где ?зац-КПД зацепления, учитывающий потери в зацеплениях зубчатых передач, принимаем ?зац=0,97…0,98 [1];Вращающий момент на барабане лебедки

Тбар= Fk·Dб/2 =11300·0,250/2 = 1412,5 (Н·м)Найдем общее передаточное отношение: іобщ = nэд/nб = 720/31 = 23,22.Момент на выходном валу редуктора: Твых = Тбар/?бар = 1412,5/0,95 = 1486,84 ? 1487 (Н·м)Допускаемые контактные напряжения для быстроходной [?H] Б и тихоходной [?H] Т передач предварительно назначаем с учетом заданной схемы редуктора, согласно рекомендациямДля двухступенчатого редуктора, в котором нагрузка увеличивается от ступени к ступени, во второй ступени значение ?ba принимаем больше на 20…30%, чем в предыдущей.Эквивалентное время работы назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам: по таб.2 приведены основные размеры зубчатых передач редуктора по схеме 20 с косозубой быстроходной передачей и выделены размеры А, В и L, определяемые для каждого из содержащихся в распечатке варианта по следующим формулам: А=da2 max; 4) ·a, где da2 max-наибольшая из двух величин da2 Б или da2 Т; а - зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм), определяемый по формуле: а = Объем корпуса редуктора, определяющий массу редуктора, можно оценить по формуле: V=A1·B·L1. Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по формуле: m= , где - коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12 кг/дм3. Если при расчетах V и m размеры колес выражать в дм, тогда объем выразится в литрах, а масса в кг.Двухступенчатые редукторы обычно смазываются картерным способом, при этом в корпус редуктора заливается масло, которое при эксплуатации редуктора периодически заменяется. Чем выше скорость в зацеплениях, тем менее вязкое масло выбирают для его заливки в редуктор, а его марку подбирают по таблицам.Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13775-81 с параметрами: угол профиля ? = 200; коэффициентом головки (ножки) зуба h =h =1; коэффициент радиального зазора с*=0,25.Делительные диаметры: d1= 43,71 (мм), d2= 226,29 (мм) Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи: ??= = =1,64Делительные диаметры: d1= 64,62 (мм), d2= 255,38 (мм) Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи: ??= = =1,655Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом: частота вращения быстроходного вала - из предварительного расчета и распечатки, принимаем n1 = n1Б = 720 (мин-1) частота вращения промежуточного вала n1Т = n2Б = n1Б/UБ = 720/5,18 = 138,99 (мин-1) частота вращения тихоходного вала n2Т = n1Т = n1Б/UБ·UT = 720/5,18·3,95 = 35,19 (мин-1)Целью статического исследования редуктора является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи.Момент на колесе тихоходной передачи, Т2Т= = ? 1502 (Н·м).Окружная сила на шестерне быстроходной передачи, Ft1(Б) =2·Т1Б·103/dw1(Б) =2·77,22·103/43,71=3533,3 (Н). Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи, Fr1(Б) = Ft1(Б) ·tg?/cos? =3533,3·tg200/cos13,5360 = 1174,5 (Н).Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью Н?350 НВ или Н>350 НВ. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению, во втором - после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработке: объемной закалке, поверхностной закалке ТВЧ, цементации, азотированию и т.д., обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба.Для косозубых передач с небольшой разностью твердости зуба шестерни и колеса за расчетное принимается среднее двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [?H] 1 и колеса [?H] 2. 10; ZN - коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы, определяемый из условия для шестерни и колеса (индекс опущен): ZN= , где NH0-базовое число цикл

Содержание

1. Исходные данные для РГР

1.1 Диаметр грузового каната

1.2 Диаметр и длина барабана

1.3 Частота вращения барабана

1.4 Передаточное отношение привода

1.5 Момент на барабане лебедки

1.6 Общее передаточное отношение

1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

1.8 Допускаемые контактные напряжения

1.8 Коэффициенты относительной ширины колес

1.9 Эквивалентное время работы

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ

2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора

2.3 Геометрический расчет передач редуктора

2.3.1 Косозубая передача I ступени

2.3.2 Косозубая передача II ступени

3. Кинематический расчет редуктора

3.1 Статическое исследование редуктора

3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора

3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач

4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

4.1 Материалы, термическая обработка колес

4.2 Допускаемые контактные напряжения

4.3 Допускаемые напряжения изгиба

4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)

4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса

4.6 Заключение о работоспособности передачи

5. Конструирование валов редукторов привода

5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала

5.3 Подбор призматических шпонок

6. Конструирование элементов корпуса редуктора

Литература

1. Исходные данные для РГР

Рисунок 1 - Схема привода и редуктора

Таблица 1

Усилие в канате F, КН Скорость каната в V, м/с Режим нагружения Длительность работы под нагрузкой Lh, ч

11,3 0, 41 1 15000

1.1 Диаметр грузового каната

1. Проектирование приводов с цилиндрическими редукторами: Методические указания к выполнению расчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»/Сост.: С. С. Прокшин, Б. А. Беляев, А. А. Сидоренко, В. А. Федоров, С. М. Минигалеев. - Уфа: УАИ, 2006. - 58 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1984. 336 с., ил.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979. 559 с., ил.

Размещено на .ru