Проектирование привода барабана лебёдки

Проектирование привода барабана лебёдки

МИНОБРНАУКИ России

Ухтинский государственный

технический университет

Кафедра СМ и ДМ

Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин

Привод барабана лебёдки

2011

1. Задание

Спроектировать привод барабана лебёдки по схеме рисунка 1. Привод содержит асинхронный электродвигатель, компенсирующую муфту, конический одноступенчатый редуктор с прямозубыми колёсами и цепную передачу. Срок службы редуктора 10 лет при двухсменной работе. Привод реверсивный. Кратковременные нагрузки не превышают двукратную номинальную нагрузку. Крутящий момент ,передаваемый на вал барабана , и угловая скорость вращения этого вала .

Рисунок 1 - Схема привода

1 - вал электродвигателя; 2 - вал ведущий редуктора; 3 - вал ведомый редуктора; 4 - вал барабана лебёдки; 5 - электродвигатель асинхронный; 6 - муфта компенсирующая; 7, 8 - ведущее и ведомое соответственно колёса редуктора; 9, 10 - ведущая и ведомая соответственно звёздочки цепной передачи; 11 - цепь; 12- подшипники; 13 - корпус редуктора; 14 - барабан лебёдки.

2. Кинематический и силовой расчёт привода

.1 Выбор электродвигателя

По /1, табл. 1.1/ примем:_з = 0,97 - к. п. д. пары зубчатых колёс;_п = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;_цп = 0,95 - к. п. д. открытой цепной передачи._м = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери на муфте;

Общий к. п. д. привода

;

Требуемая мощность электродвигателя

 (кВт).

С учетом требуемой мощности =2,33 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Рн=2,2кВт и Рн=3 кВт /4,стр.406/.Для первого перегрузка составляет ;(2,33-2,2)·100/2,2=5% при допускаемой перегрузке 5%. Для второго недогрузка составляет;(3-2,33)·100/3= 22% при допускаемой 20%. Поэтому остановим выбор на двигателе мощностью 2,2кВт. Для двигателей с мощностью 2,2 кВТ рассчитаны следующие номинальные частоты вращения nн: 705; 949; 1423; 2871 об/мин.

Номинальные частоты вращения:

nн = 3000·(1-4,3/100) = 2871 (об/мин);

nн = 1500·(1-5,1/100) =1423 (об/мин);

nн = 1000·(1-5,1/100) = 949 (об/мин);

nн = 750·(1-6/100) = 705 (об/мин).

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода iср , вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем/1,стр.7/ эти значения для цепной и зубчатой конической передач соответственно iср.ц= 4,5 iср.з=4. После перемножения получим в результате iср=4,5·4=18.

Частота вращения ведомой звездочки n4=30·/p=30·5,23/3,14=49,99 (об/мин).

При таком передаточном отношении привода iср=18 и частоте вращения ведомой звездочки n4=49,99 об/мин потребуется двигатель с частотой вращения:

n= iср· n4=18·49,99=900 (об/мин).

Окончательно выбираем /1,стр.390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А100L6У3 со следующими параметрами : - номинальная мощьность Рн=2,2 кВт;

номинальная частота вращения nн = 949 об/мин;

отношение пускового момента к нормальному Тп/Тн=2,0. 2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода n1 = nн = 900об/мин iобщ = n1/ n4 = nн / n4 =949/49,99 =18,99.

Примем /1,стр.7/ передаточное отношение для зубчатой передачи iз = 5.

Тогда на долю цепной передачи остается передаточное отношение Iц = iобщ/ iз = 18,99/5 = 3,8.

Проверка : iобщ = 3,8·5 = 19 убеждает в правильности вычислений.

2.2 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

Частоты вращения валов

n₁ = n_н = 949 (об/мин);

n2 = n₁ = 949 (об/мин);

n₃ = n_дв/i_з = 949/5 = 189,8 (об/мин);₄ = n₃/i_цп = 189,8/3,8 = 49,95 (об/мин).

Угловые скорости валов:

w₁ = w₂ = p×n₁/30 = 3,14·949/30 = 99,33 (рад/с);

w₂ = w₁ = 99,33 (рад/с);

w₃ = w₂/i_з = 99,33/5 = 19,87 (рад/с);

w₄ = w₃ /i_цп = 19,87/3,8 = 5,23 (рад/с).

Мощности на валах привода:

P₁ = P_н = 2,2 (кВт);

P₂ = P₁×h_п×h_м = 2,2∙0,99∙0,99 = 2,156 (кВт);

P₃ = P₂×h_з×h_п = 2,16∙0,97∙0,99 = 2,07 (кВт);

P₄ = P₃×h_ц = 2,07 ∙0,95 = 1,967 (кВт).

Моменты на валах привода:

Т₁ = Р₁/w₁ = 2,2 ·10³/99,33 = 22,15 (Н×м);

Т₂ = Р₂/w₂ = 2,156 ·10³/99,33 = 21,71 (Н×м);

Т₃ = Р₃/w₃ = 2,07 ·10³/19,87 = 104,18 (Н∙м);

Т₄ = Р₄/w₄ = 1,967 ·10³/5,23 = 376,1 (Н∙м).

Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя)

Номинальной мощности двигателя Р_н = 2,2 кВт соответствует номинальный момент

Т_н = Р_н/w₁ = 2,2·10³/99,33 = 22,15 (Н·м).

Отсюда

Т_1max =2·Т_н = 2·22,15= = 44,3 (Н·м).

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности/см.пункт 2.3.4/, в Т_1max/T_н = 44,3/22,15 = 2 раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Т_1max = 2×T₁ = 2·22,15 = 44,3 (Н×м);

Т_2max = 2×T₂ = 2·21,71 = 43,42 (Н×м);

Т_3max = 2T₃ = 2·104,18 = 208,36 (Н×м);

Т_4max = 2×T₄ = 2·376,1 = 752,2 (Н×м).

Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблицу 2.1, основные параметры.

Таблица 2.1  ̶ Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

3. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Примем для шестерней колеса одну и туже марку стали с различной термообработкой (полагая , что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную, твердости HB 270; для колеса сталь 40Х улучшенную, твердости HB 245.

Допускаемое контактное напряжение:

[δ_H]=.

δ_{Hlim b} -предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой улучшением для колеса δ_{Hlim b} =2HB+70=560. К_HL - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации К_HL=1. [n]_H - коэффициент безопасности, при улучшении [n]_H=(1,1ч1,2), принимаем [n]_H=1,15

Находим допускаемое напряжение по колесу:

[δ_H]=  МПа

Коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни по табл. 3.1 принимаем К_HB=1,3.

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию Ψ_ВRe=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса

принимаем по стандарту СТ СЭВ 229-75 ближайшее значение d_е2=250 мм.

Примем число зубьев шестерни Z₁=20, число зубьев колеса Z₂=Z₁·u=20·5=100.

Примем z₂=100, тогда u = z₂ /z1 = 100/20=5.

Отклонение от заданного состовляет 0%, что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль

Уточняем значение

Отклонение от стандартного значения составляет 0%

Углы делительных конусов :

Внешнее конусное расстояние  и длины зуба   

принимаем =36 мм. Внешний делительный диаметр шестерни:

средний делительный диаметр шестерн:

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средняя окружная скорость колес

Для конической передачи назначаю 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

при =0,7 , консольном расположении колес и твердости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, 1,27/1, стр.39/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,  /1, стр.39/.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при 5 м/с 1,05 /1, с.40/.

Таким образом, 1,27∙1,0∙1,05=1,334.

Проверяем контактное напряжение по формуле

.

Коэффициент нагрузки

при  консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ<350 значениях  /1, стр.43/.

при твердости НВ<350, скорости v=2,08 м/с и 7-й степени точности  /1, с.43/.

Итак,

Y_F-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 4,07 и Y_F2 = 3,60 /1, стр.42/.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350  НВ/1, стр.44/.

Для шестерни

для колеса

коэффициент запаса прочности . По /1, стр.44/ для поковок и штамповок таким образом,

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчет ведём для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.

4. Предварительный расчёт валов редуктора

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов :

ведущего вала Т₂=21,71·10³ Н·м

ведомого вала Т₃=104,18·10³ Н·м

Диаметр выходного конца вала определяем при допускаемом напряжении [τ]=25

d_в2= мм

Первый вал принадлежит электродвигателю, его диаметр d_в1=28мм.

Для ведмого вла назначим сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованную.

Принимаем :

для вала d_в2=0,75·d_дв=0,75·28=22 мм

для подшипников d_П2=30 мм

Диаметр выходного конца вала d_в3 определяем при меньшем допускаемом напряжении [τ]=20 , чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи.

d_в3= мм

принимаем :

для вала d_в3=30 мм

для подшипников d_П3=35 мм

для колеса d_К3=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня выполнена за одно целое с ведущим валом редуктора

Колесо:

Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры : d_ае3=250,95 мм; b₃=36 мм;

диаметр ступицы : d_ст=1,6· d_К3=1,6·40=64 мм; - длина ступицы : l_ст=(1,2ч1,5) · d_К3=(1,2ч1,5) ·40=42ч53 мм; принимаем l_ст=54 мм. Толщина обода : δ₀=(3ч4) ·m_e=2,5· (3ч4)=7,5ч10 мм; принимаем

δ₀=8 мм;

толщина диска : С=(0,1ч0,17) ·Re=(0,1ч0,17) ·127,48=12,748ч21,67 мм;

принимаем С=14 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ= 0,05·Re+1=0,05·127,48+1=7,374 мм, принимаем δ=8мм;

δ₁=0,04·Re+1=0,04·117,4+1=5,696 мм, принимаем δ₁=8мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки.

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b=1,5·δ=1,5·8=12 мм

b₁=1,5·δ₁=1,5·8=12 мм

нижний пояс корпуса:

p=2,35·δ=2,35·8=18,8 мм ; принимаем p=20 мм.

Диаметры болтов :

фундаментных :

d₁=0.055·Re+12=0,055·127,48+12=19 мм

выбираем болт с резьбой М20 - крепящих крышку к корпусу у подшипника;

d₂=(0,7ч0,75) ·d₁=14ч16 мм

выбираем болт с резьбой М16

- соединяющих крышку с корпусом ;

d₃=(0,5ч0,6) ·d₁=10ч12 мм

выбираем болт с резьбой М12. 7 Расчёт параметров цепной передачи

Вращающий момент на ведущей звёздочке

Передаточное число цепной передачи : i_ц= 3,8.

Число зубьев ведущей звёздочке

Z₃=31-2· i_ц=31-2·3,8=23,8,

принимаем число зубьев ведущей звёздочки Z₃=24.

Число зубьев ведомой звёздочки Z₄=Z₃· i_ц=24·3,8=91,2, принимаем Z₄₌92.

Проверяем передаточное число цепной передачи

 i_ц=

отклонение

что допустимо.

Шаг однорядной цепи в миллиметрах ориентировочно вычисляется по формуле

Т₄ - вращающий момент на валу колеса, Н×м;

К_э - расчётный коэффициент нагрузки;

Z₃ - число зубьев ведущей звёздочки;

[P] - допускаемое давление в шарнире цепи, МПа;

m - число рядов цепи.

Расчётный коэффициент нагрузки :

К_э = К_д × К_а × К_н × К_р × К_с × К_п,

К_д - динамический коэффициент , при спокойной нагрузке К_д=1.

К_а - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния , при

а=(30ч50)t ; К_а=1

К_н - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров передачи ,

К_н=1 при угле наклона до 60⁰.

К_р - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи , при периодическом регулировании К_р=1,25.

К_с - коэффициент, учитывающий способ смазывания передачи , при капельной смазке К_с=1.

К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи , при двухсменной работе К_п=1,25.

К_э=1·1·1·1,25·1·1,25=1,56

При n₃=189.9  принимаем по табл. 7.18 допускаемое

давление в шарнире цепи [Р]=25  и m-число рядов цепи m=1.

17,66 мм

принимаем по табл. 7.15 цепь с шагом t=19,05 мм.

Данная цепь имеет нижеследующие характеристики :

разрушающая нагрузка Q=31,80 кН;

масса 1 метра цепи q=1,9 ;

проекция опорной поверхности шарнира A_оп=105,8 мм²,

принимаем цепь ПР- 19,05-3180 (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи

V=

Окружное усилие цепи :

F_tц= (Н).

Проверяем давление в шарнире :

Р= (МПа),

условие Р≤[Р] выдержано.

Межосевое расстояние цепи а_ц=50·t=50·19,05=952,5 (мм).

Силы действующие на цепь:

окружная F_tц=1427,59 Н;

от центробежных сил F_v=q·V²=1,9·1,45=3,99 (Н);

от провисания цепи при k_f=6, q=1,9кг/м; Р_f=9,81·К_f·q·a.

P_f=9,81·6·1,9·0,953=106,6 (Н)

Сила давления на вал :

R_ц=Р_ц+2·Р_f=1707,7+2·84=1875,9 (Н)

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки:

d_dз=145,95 (мм).

Диаметр наружной окружности :

D_eз=154,46(мм).

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:

Это больше, чем требуемая величина [s]=7,95, т.е. условие s>[s] выполнено.

Размер ведущей звездочки:

Ступица звёздочки d_{ст. з}=1,6·d_в3=1,6·3048 мм;.

Толщина диска звёздочки :

t_з=0,93·В_ВН=0,93·12,712 мм.

7. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазки :

Зацепление зубчатой пары смазывается путём окунания зубчатого колеса в масло; подшипники ведомого вала смазываются пластичной смазкой, ведущего - разбрызгиваением.

Камеры подшипников ведомого вала отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Наносим габариты подшипников ведущего вала , наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии X=10мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника Y₁=15 мм.

Определим размер а₁ ,определяющий положение радиальной реакции конического подшипника:

а₁ = мм

Принимаем между реакциями подшипников ведущего вала размер С₁ .

С₁= (1,4ч2,3) ·f₁104