Расчет и проектирование привода лебедки

Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь

УО «Белорусская государственная сельскохозяйственная академия»

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по «Деталям машин и основам конструирования»

Тема: Расчет и проектирование привода лебедки

Выполнил:

студент гр.

специальность

Проверил:

2009

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет

2. Расчет косозубой передачи

3. Расчет шевронной передачи

4. Расчет валов редуктора

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

6. Подбор и проверочный расчет шпонок

7. Определение конструктивных размеров зубчатой передачи

8. Определение конструктивных размеров корпуса

9. Определение конструктивных размеров крышек подшипников

10. Выбор масла, смазочных устройств

16. Выбор и проверочный расчет муфт

17. Сборка редуктора

18. Техника безопасности

Список использованной литературы

Введение

В создании материально-технической базы значительная роль отводится подъемно-транспортному машиностроению, перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, ликвидации ручных погрузочно-разгрузочных работ и исключения тяжелого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций. Современные поточные технологические и автоматизированные линии, межцеховой и внутрицеховой транспорт, погрузочно-разгрузочные операции органически связаны с применением разнообразных грузоподъемных машин и механизмов, обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов.

Правильный выбор грузоподъемного оборудования является основным фактором нормальной работы и высокой эффективности производства. Нельзя обеспечить устойчивый ритм производства на современной ступени его интенсификации без согласованной и безотказной работы современных средств механизации внутрицехового и межцехового транспортирования сырья, полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования. Успешно осуществляется переход от применения отдельных видов подъемно-транспортной техники к внедрению высокопроизводительных комплексов. Создаются принципиально новые системы грузоподъемных машин для комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ. Современные высокопроизводительные грузоподъемные машины, имеющие высокие скорости и большую грузоподъемность, появились в результате постепенного совершенствования машин в течение долгого времени.

В грузоподъемных машинах применяют электропривод с двигателями постоянного и переменного тока. Основным преимуществом двигателей постоянного тока является возможность регулирования скорости в широких пределах и получения механических характеристик, наиболее полно удовлетворяющих требованиям, предъявляемым к работе грузоподъемных машин. Кроме того, двигатели постоянного тока обладают большей перегрузочной способностью и более напряженным режимом работы.

Электропривод с двигателем переменного тока по сравнению с приводом постоянного тока обладает более низкой стоимостью и меньшими затратами при эксплуатации, вследствие более простой и надежной конструкции. Кроме того, электродвигатели переменного тока получают электроэнергию непосредственно из сети, а для электродвигателей постоянного тока требуются индивидуальные или цеховые преобразовательные устройства.

Примерный вид привода лебедки приведен на рис.1

Рис.1 Примерная схема привода лебедки

где: 1-двухступенчатый редуктор, 2-электродвигатель, 3-ограничитель подъема.

Кинематическая схема заданного привода лебедки приведена на рис.2.

Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к выходной муфте 4 через входную муфту 2 и двухступенчатый редуктор 3.

Рис.2 Кинематическая схема привода лебедки.

1. Кинематический и силовой расчет

Исходные данные:

вращающий момент на выходном валу Т3=1260Нм;

угловая скорость выходного вала ω3=4с-1;

Определяем мощность на выходном валу Р3= Т3х ω3=1260х4=5040Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

ηобщ=ηкп ηшп ηм ηп (1.1)

где [1, с.5, табл.1.1]: ηкп=0,97- КПД косозубой передачи;

ηшп=0,97 - КПД шевронной передачи;

ηм=0,982 – потери в муфтах;

ηп=0,993- коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 3-х валов.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:

ηобщ.=0,97*0,97*0,982*0,993=0,877

Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]

Ртр=Р3/ηобщ. (1.2)

где Ртр – требуемая мощность двигателя:

Ртр=5,04/0,877=5,75кВт

Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]

Пробуем двигатель 4А132М6У3:

Рдв.=7,5кВт;

nс=1000об/мин;

S=1,3%

dдв.=38мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

nном=nc·(1-S); nном=1000·(1-0,013);

nном=870 об/мин

По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя

ωдв=πnдв/30=π*870/30=91,1рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=ωдв./ω3=91,1/4=22,8

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ.=U1· U2; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]:

U1=5;

тогда

U2= Uобщ./U1;

U2=4,56, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U2=4,5.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):

Uобщ.=5х4,5=22,5

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А136М6 с dвых=38мм.

Угловые скорости определяем по формуле

ω=πn/30 (1.4)

По схеме привода (рис.2) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n1= nдв

n2= nдв/U1=870/5=174об/мин;

ω2=πn2/30=π*174/30=18,2 рад/с;

n3= n2/U2=174/4,5=38,7 об/мин;

ω3=πn3/30=π*38,7/30=4 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

Р1=Рдв ηм=7,5*0,98=7,35 кВт;

Р2=Р1 ηкп ηп=7,35*0,97*0,992=7,06 кВт;

Р3=Р2 ηшп ηп =7,06*0,97*0,99=6,78 кВт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (1.5)

;

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Параметры кинематического расчета Таблица 1

№ вала	n, об/мин	ω, рад/с	Р, кВт	Т, Нм	U
Дв	870	91,1	7,5	82,3
1	870	91,1	7,35	80,7	5
2	174	18,2	7,06	388
					4,5
3	38,7	4	6,78	1964

2. Расчет косозубой передачи

2.1 Исходные данные

Мощность на валу шестерни и колеса Р1=7,35 кВт

Р2=7,06 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе Т1=80,7 Нм

Т2=388 Нм

Передаточное число U=5

Частота вращения шестерни и колеса n1=870 об/мин

n2=174 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω1=91,1 рад/с

ω3=18,2 рад/с

Угол наклона зубьев β1=13˚

Расположение колес относительно опор симметричное.

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

(2.1)

где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности;

[SH] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.

Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

σHlimb =2НВ+70; (2.2)

σHlimb1 =2Ч270+70; σHlimb1 =610МПа;

σHlimb2 =2Ч250+70; σHlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

(2.4)

де Ка – числовой коэффициент;

КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент ширины;

Т2 – вращающий момент на колесе

Выбираем коэффициенты:

Ка =43 [1,c.32];

КHβ =1,1 [1,c.32,табл.3.1];

=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

Т2=388Нм.

Подставив значения в формулу (3.4) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

(2.5)

;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

(2.6)

Так как β=13є (β=8є…12є), тогда cosβ=0,974

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

;

; ;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

(2.8)

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

(2.9)

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам:

; ;

; ; (2.10)

; (2.11)

мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)

;

; ;

0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

(2.12)

где КН – коэффициент нагрузки:

КН =КНάЧ КНβЧ КНu;

КНά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

КНu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Уточняем коэффициент нагрузки

КНά =1,01; [1,c.39, табл.3.4]

КНu =1; [1,c.40, табл.3.6]

; ; ,

тогда КНβ =1,09; [1,c.39, табл.3.7]

КН =1,01Ч1,09Ч1; КН =1,1.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

;

МПа.

Определяем ∆σН

;

; недогрузки,

что допускается.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

; (2.13)

; Н;

- радиальная

; (2.14)

; Н;

- осевую

; (2.15)

; Н.

Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2. Параметры закрытой зубчатой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
mn,мм	2
βє	13є
ha,мм	2
ht,мм	2,5
h,мм	4,5
с, мм	0,5
d,мм	53	267
dа,мм	57	271
df,мм	48	252
b, мм	54	50
аW,мм	160
v, м/с	2,4
Ft, Н	2906
Fr, Н	1086
Fа, Н	250,7

3. Расчет шевронной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу шестерни и колеса Р1=7,06 кВт

Р1=6,78 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе Т1=388 Нм

Т2=1964 Нм

Передаточное число U=4,5

Частота вращения шестерни и колеса n1=174 об/мин

n2=38,7 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω1=18,2 рад/с

ω3=4 рад/с

Угол наклона зубьев β=45˚

Расположение колес относительно опор симметричное.

Материал зубчатых колес сталь 45 с термообработкой – улучшение; для колеса твердость 235…262 НВ2 (248 НВ2ср), sТ = 540 Н/мм2, наибольшая толщина сечения заготовки ; для шестерни 269…302 НВ1 (285 НВ1ср), sТ = 650 Н/мм2, при диаметре заготовки шестерни .

При этом обеспечивается прирабатываемость зубьев: .

Интерполированием, т.е. находим промежуточные значения функции по известным ее частным значениям, [1,табл.4.15] находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для колеса – NHO2 = 16,2ґ106,

для шестерни – NHO1 = 22,5ґ106 .

Рекомендуется NF0 = 4ґ106 – наработка.

Находим число циклов нагружения зубьев (колеса и шестерни) за весь срок службы:

;

где - ресурс (срок службы) передачи, примерно три года при двухсменной работе.

Принимаем значения коэффициентов:

KHL = 1, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи,

KFL = 1, учитывает долговечность работы.

Определяем допускаемые контактные напряжения [s]HO и напряжения изгиба [s]FO, соответствующие числу циклов напряжений NHO и NFO [3, табл. 4.6] для материалов зубьев колеса и шестерни:

;

Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи:

;

Чтобы рассчитать межосевое расстояние, принимаем расчетные коэффициенты: – коэффициент ширины венца [1,табл. 4.6], , – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 4.18; 4.20).