Курсовой проект.
по дисциплине: “Детали машин”
тема: “Проектирование привода к лебедке ”
Выполнил: студент гр.Б-06 721-1зт Мраков И.Ф.
Проверил: Урбанович В.С.
Сарапул 2017 г.
Содержание
Введение………………………………………………………………………….3
Техническое задание…………………………………………………………….4
1. Кинематический расчет привода…………………………………………….5
1.1 Подбор электродвигателя..…………………………………………...5
1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на
валах..........………………………………………………………………………..5
2. Расчет тихоходной ступени (прямозубой передачи)………………………7
2.1 Выбор материала...……………………………………………………7
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и
напряжений изгиба.………………………………………………………….......7
2.3 Проектный расчет.……………………………………………….........9
2.4 Проверочный расчет………………………………………………… 11
3. Расчет быстроходной ступени (косозубой передачи)……………………...16
3.1 Выбор материала.…………………………………………………….16
3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и
напряжений изгиба....…………………………………………………….16
3.3 Проектный расчет.……………………………………………………17
3.4 Проверочный расчет.…………………………………………………18
4. Проектные расчеты валов…………………………………………………….21
4.1 Определение нагрузок быстроходного вала.………………………..22
4.2 Определение нагрузок промежуточного вала.……………………...25
4.3 Определение нагрузок тихоходного вала.…………………………..28
4.4 Выбор расстояния между деталями передач………………………..30
5. Конструирование зубчатых колес…………………………………………....31
5.1 Прямозубое колесо.…………………………………………………..31
5.2 Косозубое колесо.…………………………………………………….31
6. Расчет шпоночных соединений.……………………………………………...32
7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс………………..............33
7.1 Расчет подшипников быстроходного вала.………………………….34
7.2 Расчет подшипников промежуточного вала.………………………..35
7.3 Расчет подшипников тихоходного вала…………………………….36
8. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников…………...37
8.1 Конструктивные размеры корпуса и редуктора.……………………37
8.2 Конструирование крышек подшипников.…………………………...37
8.3 Выбор опоры соосно-расположенных валов.…..…………………...38
9. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости…….39
9.1 Расчет быстроходного вала.………………………………………….39
9.2 Расчет промежуточного вала.………………………………………...41
9.3 Расчет тихоходного вала.……………………………………………..42
10. Выбор смазочных материалов и системы смазывания.…………………...43
11. Расчет муфт…………………………………………………………………..44
11.1 Подбор и проверочный расчет упругой муфты.………………….. 44
11.2 Расчет и конструирование упруго-предохранительной муфты......44
Список использованной литературы…………………………………………...46
Введение
Все машины состоят из деталей. Детали машин – это составные части машины, каждая из которых изготовлена без применения сборочной операции.
Число деталей в сложных механизмах может составлять десятки и сотни тысяч.
Курс “Детали машин” охватывает также совокупность совместно работающих деталей, обычно объединенных по назначению и называемых сборочными единицами или узлами. Характерными примерами узлов являются редукторы, коробки передач, муфты, подшипники.
Редукторы – это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов.
Техническое задание
Схема редуктора
График нагрузки
Грузоподъемность,G=4,5кН
Скорость поднятия груза,V=0,8м/с
Диаметр барабана, D=200мм
Коэффициент использования суточный, Kc=0,5
Коэффициент использования годовой, Kг=0,7
Время службы, t=10лет.
1. Кинематический расчет привода
1.1. Подбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:
Рв=Ft·V
где Ft – окружное усилие равное G.
Рв=4,5·103Н·0,8м/с=3,6кВт.
Частоту вращения определяем по формуле:
Приближенно определяем к. п. д. двигателя
ηобщ= η1 η2
где η1=0,96 – для быстроходного вала;
η2=0,95 – для тихоходного вала;
ηобщ = 0,96·0,95=0,912
Требуемая мощность электродвигателя:
Рэ.тр=Рв/ ηобщ
Рэ.тр=3,6/0,912=3,95
Выбираем электродвигатель 4А112МВ6 с частотой вращения 
.
1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
После выбора nдв определяем общее передаточное число привода:
Uобщ=n/nдв
Мощность на тихоходном валу принимаем равной
Рт =3,6кВт, nт=76.
Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора
Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)
Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни быстроходной ступени редуктора
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора)
.
Подготовка расчетных параметров.
Время работы передачи
t = t г (лет)×365(дней)×24(часа)× К г× К с, час.
t = 10(лет)×365(дней)×24(часа)×0,5×0,7=30660, час
2. Расчет тихоходной ступени (прямозубой передачи)
2.1. Выбор материала
Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качествами.
Сталь 40ХН, σв = 850МПа, σт =580МПа
Для прямозубой передачи как для шестерни, так и для колеса назначаем термообработку - улучшение с разностью твердости 10...20 единиц для обеспечения прирабатываемости:
для колеса тихоходной ступени - НВ=310
для шестерни тихоходной ступени - НВ=338
2.2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Расчет по допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.
Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".
где ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности
([10] табл.1.3).
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость вращения валов. Предварительно предполагаем, в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).
SH - коэффициент запаса прочности ([10] табл.1.3).
ZN - коэффициент долговечности
NHG - базовое число циклов
NGH = (HB)3 £ 12×107.
NHG - базовое число циклов
NHE1 - эквивалентное число циклов шестерни
NHE1 = 60×n1×t×eH.
eH - коэффициент эквивалентности, который определяется по гистограмме нагружения
,
где Tmax - наибольший из длительно действующих моментов.
Ti - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в течении времени t i=ti× t. Первая ступень гистограммы, равная по нагрузке T пик=qпик× T, при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.
m - степень кривой усталости, равная 6. Таким образом,
.
Коэффициент эквивалентности показывает, что момент T, действующей в течении eH×t времени, оказывает такое же усталостное воздействие как и реальная нагрузка, соответствующая гистограмме нагружения в течении времени t.
Эквивалентное число циклов колеса
.
sHlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов NHG ([10] табл.1.5).
Для шестерни Для колеса
ZR=0,95, SV=1, ZH=1,2. ZR=0,9, SV=1, ZH=1,2.
NGH1 =3383=3,86×107£ 12×107. NGH2 =3103=2,98×107£ 12×107.
.
NHE1 = 60×52×21024·0,5=3,28·107. 
sH1lim =2·338+70=746 sH2lim =2·310+70=690
Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи
Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух
Мпа
=590 Мпа.
2.3. Проектный расчет
Выбор расчетных коэффициентов.
Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбираем из интервала
K H = 1,3...1,5.
Так как в рассчитываемой передаче зубчатые колёса расположены симметрично относительно опор, KH выбираем ближе к нижнему пределу.
K H = 1,3.
Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса ([10] табл.1.6).
yа=0,4.
Определение межосевого расстояния.
Так как передача закрытая и одно из колёс имеет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводим на усталостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.
, мм.
где Ka = 450-числовой коэффициент;
T 1 - момент на валушестерни в Нм.
Вычисленное межосевое расстояние принимаем ближайшим стандартным по таблице 1.7. [10].
Выбор нормального модуля. Для зубчатых колёс при HB £350 хотя бы для одного колеса рекомендуется выбрать нормальный модуль из следующего соотношения
в соответствии со стандартом ([10].табл. 1.8). В первом приближении следует стремиться к выбору минимального модуля.
m=0,01·140=1,6.
Числа зубьев шестерни и колеса
Делительные диаметры
Выполним проверку:
. 
Диаметры выступов:
Диаметры впадин:
Расчетная ширина колеса:
В прямозубой передаче b=bW.
Торцовая степень перекрытия:
.
.
Окружная скорость:
Степень точности передачи выбираем равной 8.
2.4. Проверочный расчет
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 1.10 [10]. Если значение скорости попадает в промежутки диапазона, коэффициент подсчитывается интерполяцией.
KHb и KFb - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий). Их значения выбираются из таблицы 1.11 [10] интерполяцией.
KHa и KFa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями. Выбирается из таблицы 1.12 [10]. интерполяцией.
KHV =1,05 KHb =1,1 KHa=1
KFV =1,1 KFb =1,03 KFa=1
KH=1,05·1,1·1=1,15
KF=1,1·1,03·1=1,13
Проверка по контактным напряжениям:
.
Z E - коэффициент материала.
Z e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий
для прямозубой - 
;
для косозубой - 
ZH - коэффициент формы сопряжённых поверхностей, таблица 1.13 [10]
Ft - окружное усилие
.
Z E = 190.
ZH=2,5
Отклонение
.
Недогрузка 2,2% соответствует норме.
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба:
.
Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.
YR - коэффициент шероховатости переходной кривой ([10] табл. 1.14).
YX - масштабный фактор ([10] табл. 1.14).
Y d - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения ([10] табл. 1.14).
YA - коэффициент реверсивности нагрузки ([10] табл. 1.14).
YN - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса
.
NFG - базовое число циклов. Для стальных зубьев
NFG = 4×106.
m - степень кривой усталости.
m=6
В предыдущей и последующих формулах расчета усталостной изгибной прочности:
NFE 1 - эквивалентное число циклов шестерни
NFE 1 = 60× n 1× t × eF.
eF - коэффициент эквивалентности
.
В соответствии с гистограммой нагружения, как и при расчёте на контактную прочность,
.
Эквивалентное число циклов колеса
.
SF иs Flim - коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба выбираются из таблицы 1.15 [10].
YR =1,YX =1,03-0,006·6=0,994, Yd =1,082-0,172· 
=0,94, YA =0,65
Для шестерни Для колеса
NFE 1 = 60×52×21024×0,5=3,28·107 
SF=1,7
s Flim=1,75·338=591,5 s Flim=1,75·310=542,5
Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса
.
YFS - коэффициент формы зуба
.
X - коэффициент сдвига инструмента.
ZV - эквивалентное число зубьев
Y e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении
Для шестерни
X =1,ZV=33;
, Y b=1;
Рабочие напряжения определяем для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение 
.
Действительный запас усталостной изгибной прочности
.
Для колеса
X =1
ZV=167
, Y b=1
Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба
Проверка на контактную статическую прочность:
.
Tmax = T пик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.
[s] Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.
Для улучшенных зубьев
.
.
Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.
Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса:
.
- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улучшенных и поверхностно упрочнённых зубьев
.
Для шестерни Для колеса
Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.
3. Расчет быстроходной ступени (косозубой передачи)
3.1. Выбор материала
Сталь 40ХН
Для шестерни косозубой передачи назначим соответствующую термообработку – закалку, HRC=45(430HB), σв = 1600МПа, σт =1400МПа.
Для колеса косозубой передачи – улучшение, НВ=300, σв = 850МПа,
σт =600МПа.
3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Для шестерни Для колеса
R=0,95, SV=1, ZH=1,2 ZR=0,95, SV=1, ZH=1,2
NGH1 =4303=7,95×107£ 12×107 NGH2 =3003=2,78×107£ 12×107
NHE1 = 60×261×21024·0,5=16,57·107 
, 
sH1lim =17·45+200=965 sH2lim =2·310+70=670
Расчетные допускаемые контактные напряжения дляпередачи.
Для расчета косозубых передач в качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимаем
Мпа
Мпа
Кроме того, должно соблюдаться соотношение
Соотношение выполняется.
3.3. Проектный расчет
Выбор расчетных коэффициентов.
K H = 1,3.
Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса ([10] табл.1.6).
yа=0,16.
m=2.
Числа зубьев шестерни и колеса:
Предварительно выбираем угол наклона зубьев из интервала β=8…22°, β=15°.
После округления числа зубьев уточняем угол наклона зубьев:
.
Делительные диаметры:
Выполним проверку:
Диаметры выступов:
Диаметры впадин:
Расчетная ширина колеса:
b=bW.
Сделаем проверку ширины по достаточности осевого перекрытия
.
.
Условие выполняется.
Торцовая степень перекрытия:
Окружная скорость:
Степень точности передачи выбираем равной 8
.
3.4. Проверочный расчет
KHV =1,09, KHb =1,08, KHa=1,09, KFV =1,17, KFb =1, KFa=1,09.
KH=1,09·1,08·1,09=1,28
KF=1,17·1·1,09=1,27
Проверка по контактным напряжениям:
Z E = 190.
ZH=2,0
Отклонение
.
Недогрузка составляет 25%, как и следовало ожидать.
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба
YR =1, YX =1,05-0,005·6=0,994, Yd =1,082-0,172· =0,94, YA =0,65
Для шестерни Для колеса
NFE 1 = 60×261×21024×0,5=16,46·107 
SF=1,7 SF=1,7
s Flim=650 s Flim=1,75·300=525
Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса:
Для шестерни Для колеса
X =1
Y b= 
Y b=0,8
Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.
Проверка на контактную статическую прочность.
Для шестерни
Для улучшенных зубьев том числе, закалённых ТВЧ
.
Для колеса
Эти допускаемые напряжения предотвращают растрескивание поверхностных слоев зуба.
Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса:
Для шестерни Для колеса
Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.
4. Проектные расчеты валов
Предварительные значения диаметров (мм) валов редуктора определяем по формулам:
для быстроходного(входного) вала:
для промежуточного:
для тихоходного (выходного):
где ТБ, ТПР,ТТ - номинальные моменты, Н·м.
Вычисленные значения диаметров округляем в ближайшую сторону до стандартных ([3], c.410, табл.24.1.).
d1=28мм, d2=38мм, d3=48мм.
Концы валов по ГОСТ 12080-66
1 Быстроходный вал.
Длина l=60мм, lКБ=50, r=1,6 с=1.
2 Тихоходный вал.
Длина l=110мм,, lКТ=78, r=2,5 с=2.
4.1. Определение нагрузок быстроходного вала
;
;
;
;
В плоскости ZOY:
=> 
;
=> 
;
В плоскости XOY:
=> 
;
=> 
;
;
;
Строим эпюры изгибающих моментов.
В плоскости ZOY:
Участок В….Fr1
Мх1=RBy·х1 при х1=0 Мх1=0
х1=35 Мх1=-3482,5
Участок Fr1….А
Мх2=RBy·(35+х2) + Fr·х2 - Fa·30,35
при х2=0 Мх2=-19871
х2=35 Мх2=16578,5
Участок А….0
Мх3=RBy·(70+х3) + Fr1·(35+х3) - Fa1·х3 – RAy·х3
при х3=0 Мх3=16170
х3=35 Мх3=0
В плоскости XOY
Участок О….А
Мх1= Fм·х1 при х1=0 Мх1=0
х1=75 Мх1=-39075
Участок А….Ft
Мх2=-Fм·(75+·х2) + RAх·х2
при х2=0 Мх2=-39075
х2=35 Мх2=-46105
Участок Ft1 ….В
Мх3=-Fм·(110+·х3) + RAх(35+х3) - Ft1·х3
при х3=0 Мх3=59740
х3=35 Мх3=0
Суммарный изгибающий момент:
4.2. Определение нагрузок промежуточного вала
;
;
;
;
В плоскости ZOY:
; 
;
;
;
В плоскости XOY:
;
;
;
;
;
;
Строим эпюры изгибающих моментов.
В плоскости ZOY
Участок А….F’r2
Мх1=RAy·х1 при х1=0 Мх1=0
х1=50 Мх1=-76550
Участок F’r2….Fr2
Мх2=RAy·(50+х2) + F’r2·х2 + Fa·169
при х2=0 Мх2=-192375
х2=105 Мх2=460695
Участок Ft2….B
Мх3=RBxх3 при х3=0 Мх3=0
х3=60 Мх3=-72000
В плоскости XOY:
Участок А….F’r2
Мх1=RАх·х1 при х1=0 Мх1=0
х1=50 Мх1=-81300
Участок F’r2….Fr2
Мх2=50RAх - Fr2·х2
при х2=0 Мх2=-81300
х2=105 Мх2=255915
Участок Ft2….B
Мх3=RBxх3 при х3=0 Мх3=0
Суммарный изгибающий момент
4.3. Определение нагрузок тихоходного вала
;
;
;
Опредилим опорные реакции:
В плоскости ZOY:
=> 
;
.
В плоскости XOY:
=> 
;
=> 
;
;
.
Строим эпюры изгибающих моментов.
В плоскости ZOY:
Участок A….Fr3
Мх1=RAy·х1 при х1=0 Мх1=0
х1=60 Мх1=-98940
Участок Fr3….B
Мх2=RAy·(60+х2) - Fr3·х2
при х2=0 Мх2=-19871
х2=60 Мх2=16578,5
Участок B…RBy
Мх3=0
В плоскости XOY:
Участок А….Ft3
Мх1= RAx·х1 при х1=0 Мх1=0
х1=60 Мх1=94560
Участок Ft3….B
Мх2= RAх·(60 + х2)
при х2=0 Мх2=-94560
х2=60 Мх2=-189120
Участок FM….В
Мх3=-Fм·х3 при х3=0 Мх3=0
х3=107 Мх3=515847
Суммарный изгибающий момент
4.4. Выбор расстояния между деталями передач
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», мм (рис. 4.1).
Примем его равным 7.
рис. 4.1
Расстояние b0, (мм) между дном корпуса и поверхностью колес принимаем равным: b0≥3а
b0≥3·7≥21≈25
Расстояние между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние Ls (мм) между зубчатыми колесами определяем по соотношению:
Ls=3a + B1 + B2,
где B1 и B2 – ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.
Ls=3·7 + 17 + 23=61.
5. Конструирование зубчатых колес
Колеса изготавливается из поковок, конструкция дисковая.
5.1. Прямозубое колесо
Диаметр ступицы 
Длина ступицы 
Штамповочные уклоны γ°=7°, R=8мм
Ширина торцов зубчатого венца
S=2,2·m + 0,05·b=2,2·1,6 + 0,05·60мм=6,4мм
Толщина диска 
5.2. Косозубое колесо
Диаметр ступицы 
Длина ступицы 
Штамповочные уклоны γ°=7°, R=6мм
Ширина торцов зубчатого венца S=2,2·1,6 + 0,05·22мм=4,62мм
Толщина диска 
6. Расчет шпоночных соединений
Исходные данные:
1. Вращающий момент на ведущем валу редуктора 
;
2. Вращающий момент на промежуточном валу редуктора 
;
3. Вращающий момент на ведомом валу редуктора 
;
4. Материал шпонок - сталь 45;
5. Размеры сечений шпонок и пазов, а так же длина шпонок по ГОСТ 23360