Проект привода электрической лебедки (курсовой проект ДМиОК)

Привод лебедки2007.dwg

КПДМ и ОК 190205.09.11 СБ
Шпонка ГОСТ 23360-78
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 27365-87
КПДМ и ОК 190100.4 СБ
Направление линии зуба
Исходный производящий червяк
Межосевое расстояние
Делительный угол подъема
Направление линии витка
Степень точности ГОСТ 3675-81
Техническая характеристика редуктора Момент на ведущем валу 13 Нм Частота вращения ведущего вала 496
обмин Передаточное число 25
Технические требования: 1. Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в масляной ванне
красить маслостойкой серой эмалью. 2. Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76. 3. Зазорымежду крышками и подшипниками обеспечить установкой необходимого количества деталей поз. 17. 4. Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80 при производстве окончательной сборки. 5. Радиальная консольная нагрузка на валу не более: входном 500 Н; выходном.. 1000 Н.

Привод лебедки вар4.doc

Привод электрической лебедки.
Грузоподъемность лебедки F = 20 кН;
Скорость подъема v = 026 мс;
Диаметр барабана D = 250 мм;
Угол наклона ременной передачи = 45°;
Допускаемое отклонение скорости подъема = 4%;
Срок службы привода Lt = 6 лет.
Описание кинематической схемы машинного агрегата.
Электромеханический привод показанный на кинематической схеме передает энергию вращательного движения от электродвигателя на потребитель энергии – барабан лебедки. Передача энергии производится посредством открытой клиноременной передачи и червячного редуктора с верхним расположением червяка.
Срок службы приводного устройства
Привод электролебедки предназначен для подъема грузов работа в две смены по 8 часов нагрузка спокойная режим реверсивный.
Срок службы привода определяется по формуле
где Lr = 6 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tС = 8 часов – продолжительность смены;
LС = 2 – число смен;
КС = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·6·082·8·2·1 =28733 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса тогда
Lh = 28733·085 = 24423 часа.
Рабочий ресурс принимаем Lh = 24·103 часов.
Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода.
Определяем мощность на валу рабочей машины (валу барабана) РВ = F·v
где F – сила натяжения грузового троса v – скорость перемещения груза.
Мощность на выходе Вт = 052 кВт.
где 1 – КПД клиноременной передачи; 2 – КПД червячного редуктора;
– КПД учитывающий потери в паре подшипников качения;
– КПД упругой муфты.
Из таблицы выписываем КПД отдельных элементов привода:
= 096; 2 = 080; 3 = 099 4 = 098.
общ = 0960800992098 = 074.
Вычисляем мощность на ведущем валу ременной передачи (требуемую мощность электродвигателя)
Определяем частоту вращения вала рабочей машины (барабана лебедки).
Для данной конфигурации привода определим допускаемые минимальное и максимальное значение передаточных чисел [1].
Для клиноременной передачи um umax = 3.
Для червячной передачи um umax = 50.
Диапазон общих передаточных чисел привода .
Минимальная и максимальная номинальная частота вращения вала двигателя
Для данного привода выбираем асинхронный двигатель серии 4А71В4:
Рдв = 075 кВт; n = 1390 мин – 1.
Определение передаточных чисел привода.
Определяем общее передаточное отношение привода:
По рекомендуемым соотношениям произведем разбивку общего передаточного отношения по двум ступеням:
– передаточное червячного редуктора (по ГОСТ 2185 – 66);
– передаточное отношение клиноременной передачи;
Определение частот вращения угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода.
Частота вращения вала ведущего шкива ременной передачи
Частота вращения быстроходного вала редуктора
Частота вращения тихоходного вала редуктора (барабана)
Вращающий момент на валу рабочей машины
Вращающий момент на выходном валу редуктора
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора
Вращающий момент на валу двигателя
Расчет зубчатых передач.
В зависимости от передаваемой мощности выбираем в качестве материала червяка сталь 40Х которая имеет следующие механические характеристики (таблица 3.2) [1]: твердость 435 НВ термообработка – улучшение и закалка ТВЧ предел текучести Нмм2 предел прочности Нмм2.
Материал червячного колеса выбирается в зависимости от скорости скольжения мс:
где – частота вращения червяка обмин;
– крутящий момент на валу червячного колеса Н·м.
В качестве материала зубчатого венца червячного колеса принимаем бронзу БрА9Ж3Л (вторая группа материалов с ) для которой Нмм2 Нмм2.
Расчет допускаемых напряжений
Работоспособность передач с червячными колесами из безоловянистых бронз и чугуна при > 300 МПа ограничена обычно заеданием. Для таких передач допускаемое напряжение МПа определяется только от скорости скольжения. Для безоловянистых бронз
где – допускаемое напряжение соответствующее базовому числу циклов перемен напряжений МПа.
Для цементируемого червяка МПа; для червяка закаленного токами высокой частоты (ТВЧ) МПа.
При изготовлении червячного колеса из материалов второй группы ( мс) допускаемое напряжение на выносливость при изгибе МПа для реверсивной передачи определяется по формуле
где – коэффициент долговечности по напряжениям изгиба определяемый по формуле
где – базовое число циклов перемен напряжений;
– эквивалентное число циклов перемен напряжений.
При постоянном режиме работы эквивалентное число циклов перемен напряжений определяется по аналогии с цилиндрическими зубчатыми передачами:
где – срок службы привода ч.
Проектный расчет на контактную выносливость.
Определение геометрических параметров передачи
При стальном червяке и бронзовом (чугунном) колесе межосевое расстояние мм определяется по формуле
где – допускаемое контактное напряжение МПа;
– крутящий момент на валу колеса Н·мм;
– коэффициент нагрузки.
Коэффициент нагрузки определяется по формуле
где – коэффициент неравномерности (концентрации) нагрузки;
– динамический (скоростной) коэффициент.
При постоянной нагрузке и . Динамический коэффициент определяется в зависимости от точности передачи и окружной скорости колеса. Обычно . При точном изготовлении передачи и окружной скорости на делительном диаметре червячного колеса мс принимают .
Найденное значение межосевого расстояния округляют по ГОСТ 2144-76 до ближайшего стандартного значения. В рамках курсового проектирования допускается округлять до значения оканчивающегося на “0” или “5”. Принимаем .
Предварительное значение модуля т мм определяется по формуле
где – число зубьев червячного колеса.
Число зубьев червячного колеса стандартами не устанавливается. Минимальное число зубьев в силовых передачах (при меньших значениях ухудшаются условия работы передачи происходит подрез зубьев червячного колеса). Для силовых передач оптимальными значениям являются (при > 80 значительно увеличиваются габариты передачи).
Число заходов (витков) червяка выбирается в зависимости от передаточного отношения и требуемой точности передачи. С увеличением уменьшается точность червяков и передачи. Стандарт устанавливает значения . Передачи большой мощности не выполняют с однозаходными червяками из-за малого КПД и сильного нагрева.
Исходя из выше сказанного при передаточном числе принимаем . Число зубьев червячного колеса:
Принимаем по ГОСТ 2144-78 (допустимое значение).
Коэффициент диаметра червяка рекомендуется выбирать так как увеличение приводит к снижению КПД передачи а уменьшение – к падению изгибной жесткости червяка. В соответствии с последним условием допустимым считается значение . Меньшие значения применяют в быстроходных передачах (для ограничения окружных скоростей – v 15 мс). Большие значения обеспечивают червяку достаточную жесткость поэтому их выбирают при высоких значениях передаточного числа и многозаходных червяках кода из-за больших значений делительных диаметров червячного колеса () расстояние между опорами вала-червяка получается значительным (). Исходя из выше сказанного значение коэффициента диаметра червяка будет находиться в интервале значений . По ГОСТ 2144-78 принимаем .
Определяем коэффициент смещения червяка. Червяки со смещением изготавливают в основном для вписывания передачи в стандартное межосевое расстояние . Обеспечение стандартных межосевых расстояний особенно важно для редукторов так как это облегчает унификацию корпусных деталей. Предпочтительно использовать положительное смещение при котором одновременно повышается изгибная прочность зубьев червячного колеса.
При выбранных стандартных значения и коэффициент смещения червяка определяется по формуле
Фактическое передаточное число передачи:
Проверяем выполнение условия:
Определяем геометрические параметры передачи.
Делительный диаметр червяка мм:
Диаметр начальной окружности червяка мм:
Диаметр вершин витков мм:
Делительный угол подъема линии витка червяка град определяется по следующей формуле
Длина нарезанной части червяка принимается такой чтобы обеспечить зацепление витков червяка с возможно большим числом зубьев колеса. Чем больше число зубьев тем больше мм:
где – коэффициенты выбираемые в зависимости от числа заходов червяка; при .
Для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину увеличивают на 25 мм при модуле 10 мм. Принимаем мм.
Диаметр делительной окружности червячного колеса мм:
Диаметр окружности вершин зубьев червячного колеса мм:
Диаметр червячного колеса наибольший мм:
Диаметр окружности впадин мм:
Ширина колеса назначается из условия получения необходимого угла обхвата витков червяка червячным колесом. Ширину колеса принимают по ГОСТ 19650-74. При
Принимаем из ряда нормальных линейных размеров мм.
Угол обхвата при найденном значении определяется по формуле
где – диаметр верши червяка.
По аналогии с винтовой парой при ведущем червяке КПД определяется по формуле
Угол трения определяется по формуле
где – коэффициент трения зависящий от скорости скольжения.
КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка (увеличивается угол подъема витков червяка : ) и с уменьшением угла трения (коэффициента трения).
Скорость скольжения направлена по касательной к линии витка червяка:
где – окружные скорости соответственно червяка и колеса на начальном диаметре мс.
Окружные скорости мс определяются по формуле
где – начальные диаметры мм.
По найденной скорости скольжения по таблице 4.9 [1] методом линейной интерполяции находим значение угла трения. Из подобия треугольников имеем следующую пропорцию:
Сила зацепления в червячной паре раскладывается на три составляющие.
Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке Н:
Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе Н:
Радиальные составляющие силы зацепления Н:
Проверочные расчеты на прочность
Проверочный расчет на контактную выносливость
Проверочный расчет на контактную выносливость проводится по следующему условию
Окружная скорость на делительном диаметре червячного колеса мс поэтому принимаем .
Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Проверочный расчет на изгибную прочность для червячных передач выполняется по червячному колесу:
где – коэффициент формы зуба червячного колеса определяемый в
зависимости от эквивалентного числа зубьев ;
– окружное усилие на делительном диаметре червячного колеса Н.
По таблице 4.10 [1] принимаем .
Расчет вала-червяка на жесткость
При недостаточной жесткости прогиб червяка может оказаться значительным. Это может привести к нарушению правильности зацепления ухудшению условий работы передачи. Поэтому желательно проверить червяк на жесткость по следующему условию (консольные силы не учтены)
где – стрела прогиба мм;
– расстояние между опорами мм;
– приведенный момент инерции поперечного сечения червяка мм4;
Е – модуль продольной упругости; для стали МПа
– допустимая стрела прогиба мм.
Тепловой расчет червячной передачи
Формула теплового баланса для червячной передачи имеет вид
где – мощность на червяке Вт;
– общий КПД червячной передачи (с учетом потерь в опорах и на
перемешивание масла);
– коэффициент теплопередачи;
– конечная температура нагрева масла в редукторе;
– температура окружающей среды обычно принимаемая равной 20 °С;
– поверхность охлаждения корпуса редуктора;
– коэффициент учитывающий отвод тепла в фундаментную раму или
Общий КПД червячной передачи определяется по формуле
При естественном охлаждении коэффициент теплопередачи . При искусственном обдуве вентилятором закрепленном на вале-червяке и вращающемся с частотой обмин коэффициент определяется по формуле
При водяном охлаждении от змеевика .
Поверхность охлаждения корпуса редуктора м2 определяется по формуле
где – поверхность корпуса редуктора без ребер м2 ;
– расчетная поверхность ребер м2 (меньшие значения
Температура нагрева масла в редукторе:
где – предельно допустимая температура нагрева масла; при верхнем
расположении червяка °С.
Следовательно естественного охлаждения недостаточно.
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные для расчета:
Передаточное отношение .
Частота вращения ведущего шкива nI = 1390 мин – 1.
Вращающий момент на валу ведущего шкива Нм.
Мощность передаваемая ведущим шкивом Вт = 1893 кВт.
По номограмме [2] в соответствии со значением передаваемой мощности и частоты вращения ведущего шкива выбираем для проектируемой передачи клиновые ремни нормального сечения А.
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива. В соответствии со значением момента на валу для выбранного сечения получаем значение dmin1 = 90 мм.
Выбрав из стандартного ряда задаемся расчетным диаметром ведущего шкива
Определяем диаметр ведомого шкива
полученное значение округляем до ближайшего стандартного и принимаем мм.
Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от требуемого
% - отклонение допустимо.
Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния
Определяем расчетную длину ремня
Полученное значение округляем до стандартного и принимаем равным l = 1400 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния
. Значение угла обхвата превышает 120 что допустимо.
Определяем скорость ремня
мс 25 мс. (25 мс – максимально допустимая скорость ремня).
Определяем частоту пробегов ремня
с–1 что меньше допустимого значения т.е. долговечность ремня будет обеспечена.
Определяем допускаемую мощность передаваемую одним ремнем
кВт – допускаемая приведенная мощность передаваемая одним ремнем.
Ср = 09 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;
Сα = 092 – коэффициент угла обхвата ремнем меньшего шкива;
СZ = 095 – коэффициент числа ремней в комплекте.
Определяем количество клиновых ремней в комплекте
Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня
Определяем окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней
Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня
Определяем силу давления ремней на вал
Проведем проверочный расчет на прочность клинового ремня
МПа – напряжение растяжения;
МПа – напряжение изгиба;
МПа – напряжение от центробежных сил.
МПа 10 МПа – условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов.
Из расчета на чистое кручение
– минимальный диаметр вала (под ступицу и выходной части).
МПа – допускаемое напряжение кручения для ведущего вала.
МПа – допускаемое напряжение кручения для ведомого вала.
Ведущий вал. ТII = 13 Нм.
Для стыковки ведущего вала с валом электродвигателя необходимо выполнение условия
мм – на выходе вала;
Выходной вал. ТIII = 258 Нм.
Для опор валов принимаем подшипники роликовые конические однорядные средней серии по ГОСТ 27365 – 87.
Уточненный расчет валов на прочность.
Для опасного сечения вала определяем запас усталостной прочности и сравниваем его с допускаемым.
где [S] = 25 – допускаемый запас прочности.
S – запас усталостной прочности при изгибе;
S – запас усталостной прочности при кручении;
-1 – предел выносливости при изгибе;
-1 – предел выносливости при кручении;
-1 = 043в = 043780 = 335 МПа -1 = 058-1 = 058335 = 194 МПа.
Материал валов – сталь 40Х т.к. это – материал червяка.
а – амплитудное значение нормальных напряжений изгиба;
m = 0 – среднее значение напряжений цикла;
а – амплитудное значение цикла касательных напряжений;
m – среднее значение напряжений цикла;
К – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
К – коэффициент концентрации напряжений при кручении;
– масштабный фактор при изгибе;
– масштабный фактор при кручении;
– коэффициент чистоты обработки поверхности;
– коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла при изгибе;
– коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла при кручении.
Уточненный расчет ведущего вала.
Н Н Н Н Н ТII = 13 Нм.
Рассмотрим вал в плоскостях Y0X и Y0Z.
Определяем опорные реакции вала в двух плоскостях.
Строим эпюры изгибающих моментов.
Опасное сечение находится средней точке червяка.
В этом сечении диаметр вала D = 378 мм.
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба:
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения:
Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (табл. 11.2) [1;271]:
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.3).
- коэффициент влияния шероховатости поверхности вала (табл. 11.4).
т.к. валы без поверхностного упрочнения.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
Запас прочности обеспечен.
Уточненный расчет выходного вала.
Н Н Н ТIII = 258 Нм.
Опасное сечение находится колесом.
В этом сечении диаметр вала D = 65 мм.
Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (табл. 11.2)[1;271]:
Расчет подшипников опор валов редуктора.
Расчет подшипников быстроходного вала.
Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипников:
Определяем величину осевой нагрузки подшипников:
Коэффициент безопасности Кб = 12.
Температурный коэффициент КТ = 1.
Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Вычисляем отношения:
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику А.
Lh = 17000 часов – требуемая долговечность подшипника.
а1 = 1 коэффициент надежности а23 = 08 коэффициент качества подшипника и качества его эксплуатации.
Расчетная динамическая грузоподъемность:
Базовая долговечность подшипника:
Расчет подшипников тихоходного вала.
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику D.
Проверка прочности шпоночных соединений
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по
ГОСТ 23360-78.[1;265][2;476]
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×56.
Материал шкива чугун допускаемое напряжение смятия []см = 55 МПа.
см = 2·71·10330(8-50)(56-10) = 343 МПа ≤[]см
Шпонка под колесом 18×11×60. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 110 МПа.
см = 2·27551·10360(11-70)(60-18) = 6559 МПа≤[]см
Шпонка на выходном конце вала: 10×16×70. Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 55 МПа.
см = 2·27551·10350(10-60)(70-16) = 5102 МПа≤[]см
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Посадки элементов передач на валы - Н7р6 что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфты и шкива на валы редуктора - Н8h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 24.46[2;455].
Список использованных источников
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин А.Е. Шейнблит. – М. : Высш. шк. 1991. – 432 с.
Дунаев П.Ф. Детали машин: курсовое проектирование П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. – М. : Машиностроение 2004. – 399 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. – М. : Издательский центр «Академия» 2003. – 496 с.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.Н. Чернин [и др.]. – М. : Машиностроение 1988. – 416