Привод однобарабанной лебедки

Введение

 

В современном  мире практически ни одна отрасль  не обходится без использования  различных механизмов и машин. В  связи с этим развитие науки и  техники тесно связанно с созданием  новых машин с целью повышения  производительности и облегчения труда  людей

Предмет «Основы конструирования и детали машин» является научной дисциплиной, в которой рассматриваются основы расчета и конструирования деталей  и узлов общего назначения, встречающихся  в различных механизмах, установках и машинах.

Основные  требования, предъявляемые к создаваемой  машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая  эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Цель курсового проекта – спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Актуальность курсового проекта состоит в том, что приводы нашли широкое применение в промышленности. Следует отметить, что зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид передач. Восемьдесят процентов механических передач, используемых в приводе, это зубчатые передачи. Они очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высокий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать очень большие значения мощностей.

При выполнении курсового проекта решаются следующие задачи:

1. Проводится расчет и выбор электродвигателя. Определяется

кинематические  и силовые параметры привода;

2. Осуществляются проектный и проверочный расчеты деталей

редуктора;

3. Разрабатывается нормативная конструкторская документация.

Курсовой  проект состоит из пояснительной  записки на 40 страницах 

формата А4 и графической части на 3 листа формата А1.

4) Расчеты  в пояснительной записке и  графическая часть выполнены  соответствии с рекомендациями  в [1], [2], [3].

 

 

 

1.1 Выбор электродвигателя. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

 

Найдем  общий КПД привода:

 

ŋ_общ=ŋ_рем·ŋ_з.п.·ŋ_муф·ŋ³_подш

 

Согласно  справочным данным принимаются следующие  значения КПД:

ŋ_цп = 0,95 – КПД клиноременной передачи;

ŋ_з.п. = 0,98 – КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи;

ŋ_муф = 0,98 – КПД цепной передачи;

ŋ_подш = 0,99 – КПД пары подшипников.

Рассчитаем  общий КПД привода:

ŋ_общ = 0,95·0,98·0,98·(0,99)³=0,89

Определим требуемую мощность двигателя по формуле:

 

Р_{дв.треб.}= Р_вых/ ŋ_общ

Р_{дв.треб.}=6/0,89= 6,74 (кВт)

Требуемая частота вращения вала двигателя  определяется по формуле:

 

n _{дв.треб.}= n_вых·

По таблице  выбираем стандартный двигатель 4А132M6/1000 с параметрами: Мощность двигателя; Р_ном = 7,5 кВт; синхронной частотой вращения = 1000 об/мин и скольжением s=3,2%

Частота вращения вала двигателя: n_вала = 1000 мин^-1;

4А – тип двигателя;

132 – высота от оси вращения двигателя до опоры;

М – длина сердечника статора;

6 – число пар полюсов.

 об/мин

 

 

Общее передаточное отношение привода при частоте  вращения входного вала привода n _{дв.треб} = 968 об/мин

 

       

 

Расчет  по формуле дает = 968 / 70 = 13,83

Примем  передаточное отношение для зубчатой пары - = 3,55.

Тогда на долю клиноременной передачи остается передаточное отношение = / = 13,83/3,55 =3,89

По ГОСТу 2185-66 принимаем

Тогда ,

Отклонение  от заданного :

 

Что допустимо

Определим:

 

Итак, ;

 

 

1.2 Определение кинематических параметров привода

 

Определим частоты вращения и угловые скорости валов привода

Вал ЭД:     n_ном=968              101,3

Б.В.Р.:  n₁=n_ном=968^101,3

Т.В.Р.: 

 n₂=n₁/=968/3,55 =272,68 ^28,54

Вал лебедки:   

 n_вых= =272,68/4=68,17 ⁼28,54/4=7,135

 

1.3 Определение силовых параметров привода

Вал ЭД: ;

 .

 

Б.В.Р.: кВт;

.

 

Т.В.Р.:;

    .

 

Вал Ме: ;

.

 

 

 

 

 

 

 

 

1 – электродвигатель, 2 – муфта,

3 –цилиндрический  редуктор, 4 – цепная передача, 5 – барабан

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема с указанием 

кинематических  и силовых параметров привода 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчет закрытой передачи. Выбор редуктора

 

2.1 Выбор  материалов зубчатых колес

 

Так как  в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками. Характеристики выбранных  материалов приведены в таблице 2.

 

Таблица 2 Выбор материала зубчатых колес

Марка	Термическая обработка	Твердость, HB
Сталь 45	Улучшение	230
Сталь 45	Улучшение	200

 

2.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае

 

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

 

 .     

 

где  – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов, определяется по формуле:

 

 .     

 

коэффициент долговечности; при  числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ; коэффициент безопасности .

Для прямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение:

 

_.     

 

– для  шестерни:

 

 МПа.

 

 

 

– для  колеса:

 МПа.

 

Тогда расчётное  допускаемое контактное напряжение:

 

 МПа.

 

Межосевое расстояние цилиндрической косозубой  передачи

 

,

 

где u - передаточное число зубчатой пары;

- коэффициент  для косозубых передач; 

- момент на  колесе;

- коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца;

- допускаемое  контактное напряжение;

- коэффициент  ширины венца по межосевому  расстоянию.

Передаточное  число u = i_р = 3,55, а момент = 222360 Нмм. Допускаемое контактное напряжение = 427,27 МПа. определяем по таблице 3.1, с. 32/: =1,10÷1,25, примем =1,25. Коэффициент

  =0.25возьмем по рекомендации /с. 36/, т.к. имеем прямозубую передачу.

В итоге расчет по формуле дает

 

 _мм

 

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения согласно ГОСТу 2185-66  = 180  мм .

Модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-60* = (0,01÷0,02) = = (1,8÷3,6) мм. Из стандартного ряда модулей /с. 36/  берем =2 мм.

 

Тогда число  зубьев шестерни

 

 

 

 

Принимаем целое число зубьев z1 = 40, тогда число зубьев колеса:

= u = 40 = 140.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

 

 

 

Правильность  вычислений подтверждается проверкой:

 

 

 

Диаметры  вершин зубьев:

 мм;

.

 

Диаметры  впадин зубьев:

мм;

мм.

Ширина  колеса:

мм.

Ширина  шестерни:

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная  скорость колес и степень точности передачи

 

для такой  скорости для косозубых колес  следует принять 8-ю степень точности /с. 36/.

 

Проверочный расчет прочности зубьев

 Расчетное  контактное напряжение для косозубых  цилиндрических передач

 

 

 

 МПа

 

что менее . Условие прочности выполняется

где - коэффициент нагрузки;- ширина колеса расчетная;

Остальные символы  в формуле расшифрованы ранее.

Коэффициент нагрузки при проверочном расчете  на контактную прочность

 

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по длине зуба;

- коэффициент,  учитывающий дополнительные динамические  нагрузки /динамический коэффициент/.

Принимаем следующие  значения перечисленных коэффициентов:

= 1при  окружной скорости  = 3,9 м/с и восьмой степени точности;

= 1,06 при значении коэффициента = 0,64, твердости зубьев менее НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор;

= 1,05 при окружной скорости < 5 м/с, восьмой степени точности и твердости менее НВ350.

Расчет по формуле дает.

Напряжения  изгиба зубьев косозубых цилиндрических колес при проверочном расчете  на выносливость вычисляются по формуле 

 

 

 

где - окружная сила, Н;

- коэффициент  нагрузки;

- коэффициент  формы зуба;

- коэффициент,  компенсирующий погрешности, возникающие  из-за применения для косых  зубьев той же расчетной схемы,  что и для прямых;

- коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения  нагрузки между зубьями;

- ширина  колеса, находящаяся в зацеплении /минимальная/, мм;

m- модуль зацепления, мм.

В зацеплении колес действуют следующие силы:

 H- окружная сила

 H- радиальная сила

Коэффициент нагрузки

 

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

- коэффициент,  учитывающий дополнительные динамические  нагрузки /динамический коэффициент/.

Примем  =1,12 с учетом, что твердость колес менее НВ350, коэффициент = 0.6349 и расположение колес несимметрично относительно опор

Назначим  = 1,3, учитывая дополнительно, что окружная скорость = 3,9 м/с, а степень точности принята восьмая.

Тогда по формуле 

 

 

Коэффициент определим по формуле

 

 

Коэффициент формы зуба составляет:

z₁=39 - для шестерни;

z₂=139- для колеса.

Для эквивалентных  чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с. 42/ = 3,68 и =3,60.

 

Допускаемое напряжение

По таблице 3.9 =1,8НВ = 1,8 230 = 415 Н/мм² - для шестерни, = 1,8200 = 360 Н/мм² - для колеса

Коэффициент запаса прочности

=1,75, = 1 - для поковок и штамповок

для шестерни

для колеса

Находим отношение:

для шестерни МПа

для колеса Мпа

Дальнейший  расчет ведут для зубьев колеса, для которых найденное отношение  меньше.

Подстановка подготовленных численных значений в формулу дает

 

 

3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного  конца при допускаемом напряжении равен

 

 мм

Вал соединен с двигателем через муфту, следовательно

 .

 

Примем под  подшипниками = 50 мм.

Примем диаметр буртика= 55 мм.

Шестерню  выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного  конца при допускаемом напряжении равен

 

 

 

Примем  = 40мм.

Примем под  подшипниками = 50 мм.

Примем под  зубчатым колесом  = 60 мм.

Примем диаметр буртика= 65 мм

 

 

Условное  обозначение подшипника	d	D	B	r
	Размеры, мм
310	50	110	27	3
310	50	110	27	3

 

привод редуктор шестерня колесо

 

Ведущий вал

 

Ведомый вал

Рисунок 2 – Эскизы валов редуктора

 

4 Расчет цепной передачи

Выбираем  приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке 

T₃=T₂=

Передаточное  число было принято ранее

u_ц=4

Число зубьев: ведущей звездочки 

z₃=31-2u_ц=31-8=23;

ведомой звездочки

z₄= z_3uц=234=92.

Тогда фактическое

 

Расчетный коэффициент  нагрузки

K_э=,

Где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; - учитывает расстояние межосевого расстояния; - учитывает влияние угла наклона линии центров; - при периодическом регулировании натяжения цепи; - при непрерывной смазке; - учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе

 

Для определения  шага цепи надо знать допускаемое  давление [р] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной [р] следует задаваться ориентировочно.

 Ведущая  звездочка имеет частоту вращения 

 

Среднее значение  допускаемого давления при  n200 об/мин [р] = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (m = 1)

 

Подбираем по табл. 7.15 цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568 -75,. имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q 60 кН; массу q = 2,6 кг/м; А_оп = 179,7 мм².

Скорость  цепи

.

Окружная  сила

 

Давление  в шарнире проверяем по формуле

.

Уточняем  по табл. 7.18 допускаемое давление [р] =  22 [1 + 0,01 (z₃ - 17)] = 22 [1+ 0,01 (23 - 17)] = 23,32 МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 22 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при n = 300 об/мин и t = 25,4 мм.

Определяем  число звеньев цепи по формуле

 

где z_∑=z₃+z₄=23+92=115; ∆=

Тогда

 

Уточняем  межосевое расстояние цепной передачи по формуле

=

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на 12710,004

Определяем  диаметры делительных окружностей  звездочек

 

 

Определяем  диаметры наружных окружностей звездочек, где

d₁ = 15,88 мм — диаметр ролика цепи

 

 

Силы, действующие  на цепь:

окружная Fm = 2386 Н — определена выше;

 где q=2,6 кг/м;

от провисания

где k_f=6.

Расчетная нагрузка на валы

284=3404 H.

Проверяем коэффициент запаса прочности  цепи

 

Это больше, чем нормативный коэффициент  запаса [s] 8,9 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки d_ст = 1,6 • 40 = 64 мм; l_ст = (1,21,6) 40 = 4864 мм; принимаем 1_ст = 60 мм; толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 • 15,88 мм, где В_вн — расстояние между пластинками внутреннего звена.

Размеры ведомой звездочки:

ступица звездочки 

d_ст = 1,6 ,

где

d_ст = 1,6=88 мм;

 l_ст = (1,21,6) 55 = 6688 мм; принимаем 1_ст = 85 мм; толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 • 15,88 мм.

 

5 Конструктивные размеры шестерни, колеса

 

Шестерню  выполним за одно целое с валом

80мм

 84мм

50 мм

 

Колесо кованое

280 мм

284 мм

45 мм

Диаметр ступицы:

 

d_ст=1,6·d_k1=1,6·60=96 мм.

 

Длина ступицы:

 

l_ст=(1,2÷1,5)·d_k1=72÷90 мм.

Примем l_ст=80 мм

Толщина обода:

 

δ₀=(2,5÷4)·m=(2,5÷4)·2=5÷8 мм.

Принимаем δ₀=8 мм

Толщина диска

.

 

 

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса и крышки

мм,

 

Принимаем 8мм, 8мм

Толщина фланцев  поясов корпуса и крышки

Толщина фланцев пояса  корпуса и пояса крышки:

- верхнего пояса корпуса  и пояса крышки 

b=2δ=1,5·8=12 мм; b₁=2δ₁=1,5·8=12 мм,

- нижнего пояса корпуса

p=2,35· δ=2,35·8=19 мм, принимаем р=20 мм.

 

Диаметр болтов:

- фундаментальных ,  принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к  корпусу у подшипников  принимаем болты с резьбой М16;

- соединяющих крышку с корпусом

принимаем резьбу М12

 

7 Проверка долговечности подшипника

Проверим, удовлетворяют ли, предварительно намеченные нами подшипники, условиям эксплуатации.

Проверка  ведется для каждого из валов  редуктора.

Проверочный расчет ведущего вала:

Вал несет нагрузки возникающие  в следствии зубчатого зацепления, а так же консольную нагрузку, возникающую в следствии давления цепной передачи на выходной конец вала. Направление сил, а так же габаритные размеры вала предоставлены на рисунке 3.

 

Рисунок 3 – Расчетная схема ведущего вала

 

Определим реакции  опор:

В плоскости xz:

 

 

 Н м,

Проверим правильно ли найдены реакции:

 

∑F_X =0,

1004+1832 -1197-1639=0.

 

Решения найдены правильно.

 

Для плоскости yz:

 

 

 

Проверим:

∑F_Y =0,

596-298-298=0.

Условие выполнено.

Найдем суммарные  реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной  опоре 1.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 310: С=65,8 кН, С₀=36кН, d=50мм, D=110мм, В=27 мм.

Найдем  эквивалентную нагрузку:

 

P_э=(XVP_r1V+YP_a)K₆K_T,

 

где V- коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;

K_Б- коэффициент нагрузки, в зависимости от условий эксплуатации,K_Б=1;K_T – температурный коэффициент,K_T=1, P_a=F_t.

 

С учетом принятых коэффициентов эквивалентная  нагрузка:

Расчетная долговечность, млн. об:

 

 

Найденная долговечность приемлема.

 

Проверочный расчет ведомого вала:

Рисунок 4 –  Расчетная схема ведомого вала

 

Определим реакции опор:

В плоскости xz:

 

Проверим правильно ли найдены реакции:

 

∑F_X =0,

3404+3357-1639,6-5122=0.

Решения найдены  правильно.

 

Для плоскости yz:

 

 

 

Проверим:

∑F_Y =0,

596-298-298=0.

Условие выполнено.

Найдем суммарные  реакции:

Подбираем подшипник  по более нагруженной опоре 3.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 310: С=65,8 кН, С₀=36кН, d=50мм, D=110мм, В=27 мм.

Найдем  эквивалентную нагрузку:

 

P_э=(XVP_r3V+YP_a)K₆K_T,

 

где V- коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;

K_Б- коэффициент нагрузки, в зависимости от условий эксплуатации,K_Б=1;K_T – температурный коэффициент,K_T=1.

 

С учетом принятых коэффициентов эквивалентная  нагрузка:

Расчетная долговечность, млн. об:

 

 

Найденная долговечность приемлема

 

8 Проверка прочности  шпоночных соединений

 

Шпонки  призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов  и длинны шпонок – по ГОСТ 23360-78.

Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения  смятия и условие прочности:

 

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см]=100÷120 МПа, при чугунной [σ_см]=50÷70 МПа.

 

Ведущий вал:

d_в1=38 мм; bxh=12x8 мм; t₁=5 мм; l=40 мм; 64,56·10³ Н·мм:

 

Условие выполнено.

 

Ведомый вал:

d_в2=40 мм; bxh=12x8 мм; t₁=5 мм; l=50 мм; 222,36·10³ Н·мм:

 

Условие выполнено.

 

 9 Уточненный расчет валов

Рисунок 5 –  Эпюра нагружения ведущего вала

 

Рисунок 6 –  Эпюра нагружения ведомого вала

 

Уточненный  расчет валов состоит в определении  коэффициентов запаса прочности  Sдля опасных сечений в сравнении с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S≥[S].Будем производит расчет для опасного сечения зубчатого колеса.

Из эпюры  крутящих моментов:

_{Из  эпюры изгибающих моментов:}

_{Момент  сопротивления кручению:}

_{При d=40 мм, b*h=12*8мм, t1=5мм момент сопротивления кручению равен:}

_{Момент  сопротивления изгибу:}

 

_{Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений:}

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

 

 _{Коэффициент запаса прочности  по нормальным напряжениям:}

_{Коэффициент запаса прочности  по касательным напряжениям:}

_{Подставив данные, получим:}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения А-А:}

_{т.е условие прочности выполнено.}

 

10 Выбор муфты

 

Типоразмер  муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента

 

 

где k- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации

Примем T_ном=T_I=968·10³ Н·мм; k=1,2;d=38мм; [T]=1000 Н·м Тогда:

 

Выбираем  согласно ГОСТ 21424-75 муфту упругую  втулочно-пальцевую 1 исполнения 1 типа.

 

11 Выбор сорта масла

 

Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

 

V=0,25·6,74=1,685 дм³.

 

При контактных напряжениях  =348,73 МПа и скорости v=3,9м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10^-6 м²/c. Принимаем масло индустриальное И-30А.

Камеры  подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через  пресс-масленки.

 

 

12 Выбор посадок основных  деталей

 

В соответствии с рекомендациями выбираем посадки  следующих соединений:

Посадки крышек подшипников качения  отклонения внутренних колец подшипников качения на валы k6,отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников качения Н7;

Посадки распорных колец на вал 

Шпонка  на вал  ; Шпонка в ступицу ;