147567 (Привод к лебедке)

Содержание

Введение

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2. Кинематический и силовой расчет привода

3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет открытой косозубой зубчатой передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка эскизного проекта

8. Предварительный выбор подшипника

9. Выбор муфты

10. Определение реакций в опорах подшипников валов

11. Проверочный расчет валов

12. Проверочный расчет подшипников

13. Проверочный расчет шпонок

14. Смазывание деталей редуктора

Список литературы

Введение

Исходные данные:

Мощность привода Р = 2,0 кВт

Частота вращения n = 36 мин - ¹

Срок службы привода L_t = 5 лет

Коэффициенты использования К_сут = 0,9; К_год = 0,8.

Рис.1 - Привод к лебедке.

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Срок службы привода (ресурс) L_h, час, определяем по формуле

L_h = 365 ∙ L_r∙ K_r ∙ t_c ∙ L_c ∙ K_c, (1)

где L_r - срок службы привода, L_r = 4 лет;

K_{Г -} коэффициент годового использования, K_Г = 0,8;

t_{С -} продолжительность смены, t_С = 8 ч;

L_С - число смен, L_С =1;

К_c - коэффициент сменного использования, К_c = 0,9.

Режим работы: Реверсивный.

L_h = 365 4 0,8 8 0,9 = 8409,6 часов.

Требуемая мощность рабочей машины: Р = 2,0 кВт.

Частота вращения барабана n_р = 36 мин - ¹

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода ŋ, определяем по формуле

ŋ = ŋ_м ŋ_ц ŋ_з ŋ_ч ŋ⁴_nк, (2)

где КПД составляющих определим по т.2.2 с 40 [1]

ŋ_м - КПД муфты, ŋ_м = 0,98;

ŋ_ц - КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи, ŋ_з = 0,95;

ŋ_ч - КПД червячной передачи, ŋ_ч = 0,85;

ŋ_nк - КПД одной пары подшипников качения, ŋ_nк = 0,99.

ŋ = 0,98 0,95 0,85 0,99 ⁴ = 0,7678

Требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт определяем по формуле

Р_дв = Р_пр/ ŋ, (3)

Р_дв = 2,0/ 0,7678 = 2,605 кВт

Выбираем электродвигатель при условие Р_ном ≥ Р_дв из таб. К9 стр.384 [1]

3,0 кВт 2,605 кВт

4 АМ100S4Y 3 n _ном = 1435 мин - ¹; Р_ном = 3,0 кВт

Общее передаточное число привода U_общ, определяем по формуле

U_общ = n_ном/n_рм, ₍4)

U_общ = 1435/36 =39,86

Выбираем передаточные числа, воспользуемся рекомендуемыми значениями из таблиц т.2.3 с.43 [1], т.1.2 с.6 [2] и т.1.3 с.7 [1]: передаточные числа U_черв = 16; U_зуб = 2,5; U_обш=40.

Фактическую частоту вращения барабана n_рфакт, мин - ¹ определяем по формуле

n_рфакт = n _ном/ U_обш, (5)

n_рфакт = 1435/40= 35,875 мин - ¹

отклонение 100% (n_рм - n_рфакт) / n_рм = 100% (36 - 35,875) /36 = 0,347% < 4%

2. Кинематический и силовой расчет привода

Определяем мощность двигателя на всех валах привода: на быстроходном Р₁, кВт; на тихоходном Р₂, кВт; на валу ведущего барабана Р₃, кВт по формулам

Р₁ = Р_дв ŋ_м ŋ_nк, (6)

Р₁ = 2,605 0,98 0,99 = 2, 192 кВт

Р₂ = Р₁ ŋ_ч ŋ_nк, (7)

Р₂ = 2, 192 0,85 0,99 = 2,17 кВт

Р₃ = Р₂ ŋ_к ŋ_nк, (8)

Р₃= 2,17 0,95 0,99 = 2,04 кВт

Определяем частоту вращения на валах привода: на быстроходном n₁, мин - ¹; на тихоходном n₂, мин - ¹; на валу ведущего барабана n₃, мин - ¹ по формулам

n₁ = n_ном= 1435 мин - ¹

n₂ = n₁/U₁, (9)

n₂ = 1435/16 = 89,69 мин - ¹

n₃ = n₂/U₂, (10)

n₃ = 89,69/2,5 = 35,88 мин - ^1,

Определяем угловые скорости на валах привода: на валу двигателя ω_пом, с - ^1; на быстроходном ω₁, с - ¹; на тихоходном ω₂, с - ¹; на валу ведущего барабана ω₃, с - ¹ по формулам

ω_пом = n_ном/30, (11)

ω_пом = 3,14 1435/30 = 150,2 с - ¹

ω₁ = ω_ном = 150,2 с - ¹

ω₂ = ω₁ /U₁, (12)

ω₂ = 150,2/16 = 9,39 с - ¹

ω₃ = ω₂/U₂, (13)

ω₃ = 9,39/ 2,5 = 3,75 с - ¹

Определяем вращающий момент на валах привода: на валу двигателя Т_дв, Н. м; на быстроходном Т₁, Н. м; на тихоходном Т₂, Н. м; на валу ведущего барабана Т₃, Н. м по формулам

Т_дв = Р_дв/ ω_ном, (14)

Т_дв = 2,605 10 ³/150,2 = 17,34 Н. м

Т₁ = Р₁/ ω_1, (15)

Т₁ = 2, 192 10 ^3/150,2 = 14,59 Н. м

Т₂ = Р₂/ ω₂, (16)

Т₂ = 2,17 10 ³ /9,39 = 231,16 Н. м

Т₃ = Р_3/ω₃, (17)

Т₃ = 2,04 10 ^3/3,75 = 543,51 Н^. м

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Червячная передача:

Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики по таб.3.1 с.49 [1] при мощности Р = 2, 192 кВт > 1 кВт. Червяк изготавливается из стали 40Х с твердостью ≥45 НRС_Э,, термообработка - закалка +ТВЧ по таб.3.2; для стали 40Х - твердость 45…50 НRС_Э; σ_в = 900 Н/мм ², σ_т = 750 Н/мм ², σ_-1 = 410 Н/мм ²; D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм.

Скорость скольжения V_s, м/с определяем по формуле

V_s = , (18)

V_s = (4,3 9,39 16 ) /1000 = 3,96 м/с

По определенной скорости скольжения из таб.3.5 стр.54 [1] выбираем материал для червячного колеса при V_s < 5 БрА10Ж4Н4 способ отливки - "центробежный"; σ _в =700 Н/мм ², σ _т =460 Н/мм ².

Для материала венца червячного колеса по таб.3.6 [1] определяем допускаемые контактные [σ] _H и [σ] _F изгибные напряжения. При твердости витков червяка ≤ 350 НВ, термообработка - улучшение:

[σ] _H = 250 - 25 V_s, (19)

[σ] _H = 250 - 25 3,96 = 151 Н/мм ^2,

т.к. червяк находится в масляной ванне то не уменьшаем.

Коэффициент долговечности К _FL, определяем по формуле

К _FL = , (20)

Наработку колес N, циклов, определяем по формуле

N = 573 ω₂ L_h, (21)

N = 573 9,39 8409,6 = 45,25 10 ⁶ циклов.

Тогда получаем по формуле (20)

К _FL = = 0,655.

Для реверсивной передачи

[σ] _F = (0,08 σ_в + 0,25 σ_т) К _FL, (22)

[σ] _F = (0,08 700 + 0,25 460) 0,655 = 112 Н/мм ²

Открытая косозубая зубчатая передача:

Для шестерни и колеса выбираем марку стали и определяем ее механические характеристики по таб.2.1 [2]:

Шестерня - сталь 40 Х с твердостью ≤ 350 НВ₁, термообработка - улучшение; по таб.3.2 для стали 40Х - твердость 235. .262 НВ, σ _в = 900 Н/мм ², σ _т = 750 Н/мм ², σ - ₁ = 410 Н/мм ^2, D _пред = 200 мм, S_пред = 125 мм.

Колесо - сталь 45Л с твердостью ≤ 350 НВ_2, термообработка - улучшение; по таб.3.2 [2] для стали 45Л - твердость 207…235 НВ, σ _в = 680 Н/мм ², σ _т = 440Н/мм ², σ - ₁ = 285 Н/мм ^2, D _пред = 315 мм, S_пред = 200мм.

Среднюю твердость зубьев шестерни НВ_1ср и колеса НВ_2ср определяем по формулам

НВ_1ср = (235+262) /2 = 248,5,НВ_2ср = (207+235) /2 = 221,НВ_1ср - НВ_2ср = 248,5-221 = 27,5 < 50

Для материала зубчатой шестерни и колеса определяем допускаемые контактные [σ] _H и [σ] _F изгибные напряжения

Коэффициент долговечности К_HL, определяем по формуле

К_HL = , (23)

Наработку шестерни N₁, циклов, определяем по формуле

N₁ = 573 ω₂ L_h, (24)

N₁ = 573 9,39 8409,6 = 45,24 10 ⁶ циклов

Наработку колеса N₂, циклов, определяем по формуле

N₂ = 573 ω₃ L_h, (25)

N₂ = 573 3,75 8409,6 = 18,07 10 ⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_НО, соответствующие пределу выносливости, находим по таб.3.3 с.51 [2] N_НО1 = 69,5 10 ⁶ циклов, N_НО2 = 17 10 ⁶ циклов.

Так как N₁ < N_НО1, N₂ > N_НО2, то коэффициент долговечности принимаем

К_HL2 = 1,К_HL1 = , (26)

К_HL1 = = 1,07

По таб.3.1 определяем допускаемые контактные напряжения [σ] _HО, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_НО.

Для шестерни

[σ] _HО1 = 1,8НВ₁ + 67, (27)

[σ] _HО1 = 1,8 248,5 + 67 = 514,3 H/мм ²

Для колеса

[σ] _HО2 = 1,8НВ₂ + 67, (28)

[σ] _HО2 = 1,8 221 + 67 = 464,8 Н/мм ²

Допускаемое контактное напряжение определяем по формулам

[σ] _H1 = [σ] _HО1 К н_L1, (29)

[σ] _H1 = 514,3 1,07 = 550,3 Н/мм ²

[σ] _H2 = [σ] _HО2 К н_L2, (30)

[σ] _H2 = 464,8 1 = 464,8 Н/мм ²

[σ] _H = 0,45 ([σ] _H1 + [σ] _H2), (31)