Федеральное Агентство по Образованию Российской Федерации

Орловский Государственный Технический Университет 
 
 

Кафедра: Прикладная механика 
 
 

Пояснительная записка

к курсовому  проекту

по дисциплине “Детали машин” 
 
 

Привод электрической лебедки 
 
 
 
 
 
 

Студент:                                   Новикова М.

Группа:

Руководитель  проекта: 
 
 
 
 
 
 

Орел, 2007 
Орловский Государственный технический университет

Кафедра Прикладная механика 

Техническое задание 10

Привод  электрической лебедки

      1 – червячный редуктор; 2 – упругая муфта с торообразной оболочкой; 3 – клиноременная передача; 4 – двигатель; 5 – барабан

      Необходимо  представить к защите:

• Пояснительную записку объемом 40 –80 листов
• Кинематическая схема привода (1 лист А4)
• Схема нагружения валов (1 лист А2)
• Эскизная компоновка редуктора (1 лист А1)
• Эпюры сил и моментов (2 листа А2)
• Общий вид привода (1 лист А1).

Содержание:

Введение

Цель курсового  проекта заключается в  проектировании привода лебедки, который состоит из: электродвигателя, ременной передачи, червячного редуктора, муфты и приводного вала исполнительного органа. Электродвигатель, редуктор и опоры приводного вала барабана крепятся на общей раме. Учитывая назначение привода и невысокую скорость движения троса лебедки, точность элементов червячной передачи следует принять не выше 9-ой степени. Подобные приводы используются на различных стационарных или передвижных транспортерах.

   В проекте выполнен кинематический расчет привода 

   Произведена эскизная компоновка редуктора по заранее выбранным диаметрам валов, межосевым расстояниям и типам подшипников.

      Далее выполнен проверочный расчет передач, валов и подшипников. Уточнены размеры  конструктивных элементов привода, рассчитана ременная передача, выбрана и рассчитана муфта.

1. Кинематический  расчет привода

1. Подбор  электродвигателя

      Потребляемая  мощность привода (на выходе):

       ,       (1.1)

где F=1,5 кН – грузоподъемность лебедки; 
v=0,2 м/с – скорость подъема.

      P_В=1,5×0,2=0,3 кВт.

      Тогда требуемая мощность электродвигателя:

       ,       (1.2)

где h_общ – КПД звеньев кинематической цепи.

      КПД привода вычисляется по формуле:

      h_общ=h_м×h_п×h_чр×h_рп ,      (1.3)

где h_м=0,98 – КПД муфты; 
h_п=0,99 – КПД пары подшипников; 
h_чр=0,8 – КПД червячного редуктора 
h_рп=0,95 – КПД ременной передачи.

      Значения  КПД взяты из [4], с.6. Согласно рекомендации принято h_чр=0,8, т.к. на данном этапе трудно определить передаточное число червячной передачи.

      Получаем:

      h_общ=0,98×0,99×0,8×0,95=0,74.

      Тогда мощность двигателя:

       кВт.

      Требуемую частоту находим по формуле:

      n_э.тр=n_в×u_чр×u_рп ,     (1.4)

где n_в – частота вращения выходного вала; 
u_чр – передаточное число червячной передачи; 
u_рп – передаточное число клиноременной передачи.

      Передаточные  числа согласно рекомендуемым [4], с.7 выбираем следующие:

      u_чр=20; u_рп=2,5. 

      Частоту выходного вала редуктора рассчитаем по формуле:

       ,     (1.5)

где D_б=200 мм – диаметр барабана.

      Отсюда  получаем:

       об/мин.

      Получаем  частоту двигателя:

      n_э.тр=19,1×20×2,5=955 об/мин.

      По  значениям P_Э.ТР и n_э.тр из [2], т.3, с.805 выбираем электродвигатель АИР71В6 мощностью P=0,55 кВт и синхронной частотой вращения n=1000 об/мин.

2. Определение частот вращения, крутящих моментов, угловых скоростей и мощностей на валах

      Определяем  передаточное отношение привода:

       ,      (1.6)

       .

      Не  меняя предварительно назначенное  передаточное отношение, ременной передачи u_рп, уточним передаточное отношение червячного редуктора по формуле:

       ,      (1.7)

      Вычислим  частоту вращения вала-червяка по уточненному u_чр:

      n_ч=n_в× u_чр ,      (1.8)

      n_ч=19,1× 20,94=400 об/мин.

      Вращающий момент на приводном валу находим  по формуле:

       ,      (1.9)

       Н×м. 
 

      Определяем  момент на валу червячного колеса:

       ,      (1.10)

       Н×м.

      Найдем  крутящий момент на валу червяка:

       ,      (1.11)

       Н×м.

      Крутящий  момент, который должен развивать  двигатель, определяется по формуле:

       ,      (1.12)

       Н×м.

      Вычислим  момент T, который двигатель развивает по конструктивным параметрам:

       ,      (1.13)

       Н×м.

      Двигатель выбран верно.

      Находим угловую скорость вращения каждого  вала по общей формуле:

       ,      (1.14)

где w_x – угловая скорость соответствующего вала; 
n_x – частота вращения вала.

      Для вала двигателя:

       с^-1.

      Для вала-червяка:

       с^-1.

      Для вала червячного колеса и приводного вала:

       с^-1.

      Мощность  на промежуточных валах привода  рассчитаем из угловой скорости и  вращающего момента вала:

      P_x=T_x×w_x×10^-3,      (1.15)

где P_x – мощность на соответствующем валу; 
T_x – вращающий момент соответствующего вала.

      Для вала-червяка:

      P_ч=9,23×41,87×10^-3=0,386 кВт.

      Для вала червячного колеса:

      P_чк=154,61×2×10^-3=0,309 кВт.

3. Анализ  результатов кинематического расчета

      Полученные  значения частот вращения, моментов, угловых  скоростей и мощностей заносим  в таблицу:

      Таблица 1.1 Кинематические параметры привода

      В результате кинематического расчета  выбран электродвигатель и определены кинематические параметры привода. Согласно полученным данным, выбранный двигатель обеспечивает достаточную скорость и момент с учетом возможной перегрузки, которая может составить 8% при постоянной нагрузке, [4], с.7.

2. Расчет червячной передачи

1. Выбор материала червяка  и червячного колеса

      Ввиду малой мощности червячной передачи (менее 1 кВт), сравнительно непродолжительной  работы (6 лет), а также из соображений  технологичности и экономии выбираем предварительно архимедов червяк (ZA) из стали 40Х. Термообработку назначаем – улучшение и закалка ТВЧ до твердости на поверхности 45-50 HRC_Э, [s]_T=750 МПа.

      Для выбора материала зубчатого венца  колеса необходимо знать ожидаемое  значение скорости скольжения:

       .    (2.1)

       м/с.

      Т.к. v_ск<2 м/с, применяем материал группы III – мягкий серый чугун марки СЧ15, литье в песок, [s]_В=150 МПа, [s]_ВИ=320 МПа, [s]_ВС=650 МПа ([1], с.202).

2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

      Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для зубьев червячного колеса:

      [s]_H=175-35×v_ск ,     (2.2)

      [s]_H=175-35×0,97=141 МПа.

      Допускаемые напряжения изгиба определим по формуле:

      [s]_F=K_FL×[s]_F0 ,     (2.3)

где K_FL – коэффициент долговечности; 
[s]_F0 – исходное допускаемое напряжение изгиба для материала колеса.

      [s]_F0=0,22×[s]_ВИ=70,4 МПа.

      Коэффициент K_FL можно найти следующим образом:

       ,      (2.4)

где N_FE – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. 
 

      Число циклов найдем по формуле:

       ,     (2.5)

где K_FE – коэффициент эквивалентности; 
N_K – суммарное число циклов перемены напряжений.

      Коэффициент эквивалентности зависит от режима нагружения. Т.к. циклограмма нагружения не задана, принимаем в качестве расчетного типовой средний равновероятностный режим (см. рис.2.1), характерный для транспортирующих машин.

      Рис.2.1 Типовые режимы нагружения

I - тяжелый; II - средний равно вероятностный; III - средний нормальный; IV - легкий; V - особо легкий. 

      Для выбранного режима K_FE=0,1 согласно [4], с.32.

      Суммарное число циклов определим по формуле:

      N_K=60×n_в×L_h      (2.6)

      N_K=60×19,1×12192=13972032.

      Подставив значения в (2.5), затем – в (2.4) и  в (2.3), получим:

      N_FE=0,1×13972032=1397203,2.

      [s]_F=0,96×70,4=67,6 МПа.

      Предельные  допускаемые напряжения (контактные и изгибные) для проверки на максимальную статическую и единичную пиковую  нагрузку:

      [s]_Hmax=1,65×[s]_ВИ=1,65×320=528 МПа.

      [s]_Fmax=0,75×[s]_ВИ=0,75×320=240 МПа.

3. Проектный расчет

      Межосевое расстояние червячного редуктора определяется из условия:

       ,      (2.7)

где K_a=610 – для архимедовых червяков; 
K_Hb - коэффициент концентрации нагрузки.

      Для переменного режима нагружения коэффициент  концентрации нагрузки определяют по формуле:

       ,      (2.8)

где - начальное значение коэффициента.

      Для нахождения существует диаграмма, рис.2.2.

      Рис.2.2 График начального коэффициента концентрации нагрузки. 

      В нашем случае u_чр=20,94, для него число витков червяка z₁=2.

      Получаем  =1,1.

      Находим коэффициент концентрации нагрузки:

      Подставим найденные значения в неравенство (2.7), получим:

       мм.

      Округлив  до ближайшего большего стандартного, получаем a_w=125 мм.

      Число зубьев колеса найдем по формуле:

      z₂=z₁×u_чр .      (2.9)

      z₂=2×20,94»42.

      Предварительное значение модуля передачи определим  по формуле:

       ,     (2.10)

      Приняв коэффициент в формуле (2.10) равным 1,5, получим:

      Округлив  до ближайшего стандартного, получаем m=4.

      Далее найдем коэффициент диаметра червяка:

       ,     (2.11)

      Также округлим до стандартного: q=20.

      Из  условия жесткости червяка следует, что q>q_min=0,212z₂ ([4], с.33), в данном случае - соблюдено.

      По  полученным данным определяем коэффициент  смещения:

             (2.12)

       .

      Т.к. |x|<1, то a_w, m, z_чк и q выбраны верно, вносить изменения не требуется.

      Находим угол подъема линии витка червяка  на делительном цилиндре:

              (2.13)

       .

      Угол  подъема на начальном цилиндре найдем по формуле:

             (2.14)

       .

      Определим фактическое передаточное число  по формуле:

             (2.15)

      Разница между u_чр и u_ф не превышает 5%. Следовательно, основные параметры передачи выбраны верно.

      Определим делительный диаметр червяка:

      d₁=q×m      (2.16)

      d₁=20×4=80 мм.

      Диаметр вершин витков определим по формуле:

      d_a1=d₁+2×m      (2.17)

      d_a1=80+2×4=88 мм.

      Диаметр впадин найдем по формуле:

      d_f1=d₁-2,4×m      (2.18)

      d_f1=80-2,4×4=70,4 мм.

      Т.к. имеем x>0, то длина нарезанной части червяка определяется по формуле:

           (2.19)

      Округлив  до ближайшего стандартного по ГОСТ 6636-69, получим:

      b₁=45 мм.

      Т. к. предполагается фрезеровка и шлифовка червяка, рекомендовано ([4], с.34) увеличить b₁ на 25 мм.

      Окончательно  b₁=70 мм.

      Находим делительный диаметр колеса:

      d₂=z₂×m      (2.20)

      d₂=42×4=168 мм.

      Диаметр вершин зубьев найдем по формуле:

      d_a2=d₂+2×m×(1+x)     (2.21)

      d_a2=168+2×4×(1+0,25)=178 мм.

      Диаметр впадин определим по формуле:

      d_f2=d₂-2×m×(1,2-x)      (2.22)

      d_f2=168-2×4×(1,2-0,25)=160,4 мм.

      d_f2=160 мм. 
 

       Определим наибольший диаметр колеса из следующего условия:

       ,      (2.23)

где k=4 – коэффициент, зависящий от типа червяка.

       .

       мм.

      Округлив  до стандартного по ГОСТ 6636-69, принимаем  d_aM2=180 мм.

      Находим ширину зубчатого венца по формуле:

      b₂=ψ_a×a_w ,      (2.24)

где ψ_a=0,355 при z₁=2.

      b₂=0,355×125=44,38.

      Округляем до ближайшего стандартного, получаем:

      b₂=45 мм.

4. Проверочный расчет

      Определим скорость скольжения в зацеплении:

       ,      (2.25)

где g_w – начальный угол подъема витка; 
v_w1 – окружная скорость на начальном диаметре червяка.

      Составляющая  скорости v_w1 будет равна:

       .     (2.26)

       м/с.

       м/с.

      Уточним допускаемое напряжение [s]_H по формуле (2.2):

      [s]_H=175-35×0,43=159,95 МПа.

      Найдем  расчетное по формуле условия  прочности:

       ,  (2.27)

где Z_s=5350 – для архимедова червяка; 
k – коэффициент нагрузки.