Привод электрической лебёдки

СОДЕРЖАНИЕ:

Введение             3

1.Техническое  задание         4

2 Выбор двигателя           4

3 Выбор материалов  зубчатых передач      7

4 Расчёт зубчатых  передач        9

5.Расчет  открытых передач        13

6 Нагрузки валов  редуктора        16

7 Проектный расчёт валов        17

8 Расчётная схема  валов редуктора       19

9 Проверочный расчёт  подшипников       22

10 Проверочные расчёты        24

Список  литературы         27

ВВЕДЕНИЕ: 

      Привод  к электрической лебедке предназначен для передачи необходимой тяговой силы от двигателя к барабану. Рассмотренный нами привод обеспечивает надёжную, долговечную, производительную работу, что подтверждают расчёты на прочность и долговечность.

      Привод  состоит из следующих  узлов:

      А) Двигатель, обеспечивает приводу все необходимые движения, выбирается согласно требований технического задания,

      Б) Открытая клиноременная передача снижает скорость вращения двигателя и повышает крутящий момент,

      В) Одноступенчатый  червячный редуктор, позволяет понизить скорость вращения приводного вала и повысить крутящий момент, рассчитывается по заданному передаточному числу, крутящему моменту и скорости вращения валов,

      Г) Упругая муфта  с торообразной оболочкой  позволяет компенсировать несоосности валов, изменить жёсткость системы в целях устранения резонансных колебаний при периодически изменяющейся нагрузке, снизить ударные перегрузки, выбирается исходя из крутящего момента на валу.

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ.

1. Условия эксплуатации.

Привод  работает в спокойном режиме, без  колебаний, режим работы – нереверсивный. 

2. Срок службы приводного устройства.

Срок  службы:

L_h= 365*К_год*К_сут    ,где

L_r= 7 лет – срок службы привода,

К_год = 0,75,

К_сут = 0,64 ,

L_h=365*7*24*0,75*0,64 =29350 часов.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h= 30000 часов. 

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.(2, стр.41)

      Мощность  двигателя зависит от требуемой  мощности рабочей машины, а его  частота вращения – от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

1. Р_рм=F*V – требуемая мощность рабочей машины.

Р_рм=F*V=1000*0,17=170 Вт,

2. h=h_зп*h_оп *h_пк³*h_м – общий коэффициент полезного действия (КПД).

По табл. 2.2:

h_зп=0,92 – КПД закрытой червячной передачи,

h_оп=0,97 – КПД клиноременной передачи,

h_пк=0,995 – КПД одной пары подшипников качения,

h_м=0,98 – КПД муфты.

h=0,92*0,97*0,995²*0,98=0,88.

3. Р_дв= Р_рм/h - требуемая мощность двигателя.

Р_дв=0,17/0,88=0,19 кВт.

4. Р_ном> Р_дв – номинальная мощность двигателя.

По табл. K9. выбираем двигатель: 4ААМ63В6У3.

Р_ном= 0,25 кВт, n_ном= 890 об/мин. 

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней. (2, стр.43)

     Передаточное  число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя  к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке.

Для ленточных  конвейеров:

1. n_рм=60000*V/(p*D) – частота вращения приводного вала рабочей машины.

Где – D диаметр барабана,

n_рм=60000*0,17/(p*200)= 16,2 об/мин.

2. U= n_ном/ n_рм – общее передаточное число привода.

U= 890/16,2 = 55

3. Передаточные отношения ступеней привода.

U_зп=20 - передаточное число червячной передачи, назначено исходя из рекомендаций 
в табл. 2.3.

U_оп=U/ U_зп - передаточное число открытой клиноременной передачи.

U_оп= 55 / 20 = 2,75

3. Определение силовых и кинематических параметров привода. (2, стр.46)

      Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме. 

Р_ном= 0,25 кВт – мощность двигателя,

Р₁= Р_ном*h_р.м.*h_п.к. = 1,0*0,97*0,995 = 0,24 кВт – мощность на на быстроходном валу,

Р₂= Р₁*h_з.п.*h_п.к. = 0,24*0,92*0,995 = 0,22 кВт – мощность на на тихоходном валу,

Р_б.= Р₂*h_м.*h_п.к.= 0,22*0,98 = 0,21 кВт – мощность на барабане электрической лебедки, 

n_ном=890 об/мин – число оборотов двигателя,

n₁= n_ном/U_р.п. = 890/2,75=324 об/мин - число оборотов быстроходного вала,

n₂= n₁/ U_з.п. = 324/20=16,2 об/мин - число оборотов тихоходного вала,

n_б.= n₂ = 16,2 об/мин - число оборотов барабана электрической лебедки, 

w_ном= p*n_ном/30 = 3,14*890/30 = 93,2 с^-1 – угловая скорость вала двигателя,

w₁=w_ном /U_р.п. =93,2/2,75 = 33,9 с^-1 – угловая скорость быстроходного вала,

w₂=w₁/ U_з.п. = 33,9/20,0 = 1,7 с^-1 – угловая скорость тихоходного вала,

w_б.=w₂ = 1,7 с^-1 – угловая скорость барабана электрической лебедки, 

Т_дв= Р_дв/w_ном= 250/93,2 = 2,7 Н*м – вращающий момент на валу двигателя,

Т₁= Т_дв*U_р.п*h_р.м.*h_п.к. = 2,7*2,75*0,97 0,995 = 7,5 Н*м – вращающий момент на быстроходном валу редуктора,

Т₂= Т₁* U_з.п.*h_з.п.*h_п.к.= 7,5*20,0*0,92*0,995 = 129 Н*м - вращающий момент на тихоходном валу,

Т_б.= Т₂*h_м. = 129*0,98 = 126 Н*м - вращающий момент на барабане электрической лебедки.

      Результаты  расчётов сводим в таблицу:

      Силовые и кинематические параметры привода 

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ  НАПРЯЖЕНИЙ. (2, стр.51)

1. Червячная передача

1. Червяки изготовляют  из тех же марок сталей, что и  шестерни зубчатых передач. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства применяют зубчатые колёса с твёрдостью материала £350 НВ. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость червяка назначается больше твердости колеса на 20…50 единиц.

Материал, термообработку и твердость червяка  выбираем по табл. 3.1, 3.2:

Сталь 40ХН, термообработка – улучшение.

2. Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются по коэффициенту долговечности:

- коэффициент долговечности.

N_HO1=25*10⁶ – число циклов перемены напряжений для червяка, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3),

N₁=573*w₁*L_h= 573*33,9*30000 = 585*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы червяка,

Так как  N₁ больше N_HO1 соответственно, то K_HL1=1.

По табл. 3.1 определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости:

[s]_Н01=1,8* НВ_1ср+67=1,8*285+67=580 Н/мм² – червяка,

Определяем  допускаемые контактные напряжения для зубьев червяка:

[s]_Н1= K_HL1*[s]_Н01=1*580=580 Н/мм²,

3. Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется по допускаемым напряжениям изгиба.

- коэффициент долговечности.

N_FO1=4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующие пределу выносливости.

Так как  N₁ больше N_FO1 соответственно, то K_FL1=1.

По табл. 3.1 определяем допускаемые напряжения изгиба, соответствующие пределу  выносливости:

[s]_F01=1,3* НВ_1ср=1,03*285=294 Н/мм² – червяка,

Определяем  допускаемые напряжения изгиба для  зубьев шестерни и колеса:

[s]_F1= K_FL1*[s]_F01=1*294=294 Н/мм²,

Составляем  табличный ответ: 

4.  Выбор марки  материала червячного колеса зависит  от скорости скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения v_S определяется по формуле:

м/с.

По табл. 3.5. принимаем  материал червячного колеса СЧ18 способ отливки - литье в  землю, s_в=355 Н/мм² ,s_т=- Н/мм²,

По табл. 3.6. [s]_Н=175-35* v_S=175–35*0,74=149 Н/мм²,

[s]_F=0,12*s_в* K_FL,

- коэффициент долговечности  при расчете на изгиб,

N₂=573*w₂*L_h= 573*1,7*30000 = 29*10⁶ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса,

N_FO2=4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех материалов, соответствующие пределу выносливости,

Так как  N₂ больше N_FO2 соответственно, то K_FL=1,

[s]_F= 0,12*s_в* K_FL =0,12*355*1=43 Н/мм².

Составляем  табличный ответ: 

4. РАСЧЁТ  ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. (2, стр.74)

1. Расчёт  червячной передачи.

1. Межосевое расстояние: .

Т₂ =  129 Н*м– вращающий момент на тихоходном валу редуктора,

[s]_Н = 149 Н/мм²– допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, 

мм,

Округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

a_w= 125 мм. 

2. Выбрать число  витков червяка z₁ :

Принимаем z₁=2, т.к. передаточное число редуктора 20,0 (2, стр. 74),  

3. Число зубьев червячного колеса: зубьев,

4. Модуль  зацепления: m = (1,5…1,7)*а_w/z₂ = 1,5*125/40 = 4,68

Полученное  значение модуля  округляем в  большую сторону до стандартного: m =5, 

5. Определяем  из условия жесткости коэффициент  диаметра червяка:

q= (0,212…0,25)*z₂ = 0,25*40=10

6. Определяем коэффициент смещения инструмента х:

По условию  неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается в  диапазоне  -1£ х £ +1. Условие выполняется.

7. Определяем фактическое передаточное число U_ф и проверяем его отклонение DU от заданного U: U_ф=z₂/z₁=40/2,0=20,0

DU=½ U_ф- U_зп½/ U_зп*100%£4 % - отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½ 20,0-20,0½/ 20*100% = 0 % - выполняется.

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния: a_w=0,5*m*(q+z₂+2*x) = 0,5*5*(10+40+2*0) = 125 мм – фактическое межосевое расстояние.

9. Определяем  основные геометрические параметры  передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр d₁=q*m=10*5=50,0 мм,

начальный диаметр d_w1=m*(q+2*x)=5*(10+2*0)=50,0 мм,

диаметр вершин витков d_a1= d₁+2*m=50,0+2*5=60,0 мм,

диаметр впадин витков d_f1= d₁-2,4*m=50,0-2,4*5=38,0 мм,

делительный угол подъема линии витков g=arctg(z₁/q)=arctg(2/10)=11,309°

длина нарезаемой части червяка b₁=(10+5,5*х+z₁)*m+c

c=-(70+60*x)*m/z₂=-(70+60*0)*5/40=-8,75

b₁=(10+5,5*0+2)*5-8,75= 51,25мм

Значение  b₁ округляем до ближайшего по табл. 13.15: b₁=63 мм. 

б) Основные размеры червячного колеса:

делительный диаметр d₂=  d_w2=m*z₂=5*40=200 мм,

диаметр вершин зубьев d_а2= d₂+2*m*(1+x)=200+2*5*(1+0)=210,0 мм,

наибольший  диаметр колеса d_am2£ d_a2+6*m/(z₁+2)=210,0+6*5/(2+2)=217,5 мм,

диаметр впадин зубьев d_f2= d₂-2*m*(1,2-x)=200-2*5*(1,2-0)=188,0 мм,

ширина  венца при z₁=4 b₂=0,315*a_w=0,315*125=39,3 мм,

радиусы закруглений зубьев

 R_a=0,5*d₁-m=0,5*50,0-5=20,0 мм,

 R_f=0,5*d₁+1,2*m=0,5*50,0+1,2*5=31,0 мм,

условный  угол обхвата червяка венцом колеса

sin d=b₂/( d_a1-0,5*m)=39,3/(60,0-0,5*5)=0,62

d=38,76° 

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ. 

10. Определить коэффициент полезного действия червячной передачи:

м/с – фактическая скорость скольжения; в зависимости от фактической скорости скольжения по табл.4.9. выбираем значение угла трения: j=2°,

11. Проверяем контактные напряжения:

К –  коэффициент нагрузки, принимается  в зависимости окружной скорости колеса:

 м/с,

К=1, при  v£3 м/с, 

F_t2= 2*Т₂*10³/d₂ = 2*129000/200 = 1290 Н – окружная сила в зацеплении,

Н/мм² – условие выполняется.

12. Проверяем напряжения изгиба:

- эквивалентное число зубьев  колеса,

Y_F2=1,41 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса, 

 Н/мм² – условие выполняется.

Проверочный расчет 

5. РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ. 
 

Расчёт  клиноременной передачи.(2, стр.85) 

1. Выбор сечения  ремня производим по номограмме в зависимости от мощности двигателя его частоты вращения.

Тип ремня: Б.

2. Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива в зависимости от вращающего момента на валу двигателя (табл. 5.4).

d_1min=100 мм.

3. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше минимально допустимого.

Принимаем d₁=125 мм.

4. d₂= d₁*U_оп*(1-e) – диаметр ведомого шкива.

e=0,01 – коэффициент скольжения.

d₂=125*2,8*(1-0,01)=346,5 мм.

Округляем до ближайшего стандартного по табл. К40: d₂=355 мм.

5. Фактическое передаточное число: .

DU=½ U_ф- U_оп½/ U_оп*100 %£3 % - отклонение от заданного передаточного числа.

DU=½ 2,82-2,75½/ 2,75*100 %= 2,5% - выполняется.

6. а³0,55*(d₁+d₂)+h – ориентировочное межосевое расстояние.