Проектирование привода к лебедке

Задание

Спроектировать привод к лебедке.

Разработать:

a) чертеж общего вида привода;

b)   сборочный чертеж редуктора;

c) сборочный чертеж приводного вала;

d)   рабочие чертежи деталей (вал-шестерня, зубчатое колесо; тихоходный вал, крышка подшипника)

Схема привода

По заданию даны:

Шаг тяговой цепи р, мм - 125

Тяговое сила цепи F, кН - 10

Скорость тяговой цепи v, м/с - 0,95

Число зубьев звездочки z - 7

Срок службы привода Lг , годы - 6

1. Энергетический и кинематический расчет привода

- Определяем КПД привода

где:   η_м- КПД муфты

η_пп- КПД подшипниковой пары     

η_зп- КПД цилиндрической зубчатой передачи

η_ц- КПД цепной передачи

Требуемая мощность двигателя и частота       

P_вв=F_t∙V_t=10000 * 0,95= 9500 Вт

где:    P_вв - требуемая мощность привода, Вт

По справочнику выберем синхронный двигатель 4А180М8 ГОСТ 183-74 мощностью 15 кВт, номинальная частота вращения n_эд=730об/мин.

Определяем передаточное число редуктора

n_вв=6*10⁴*V/(z*p)

n_в=6*10⁴*0,95/(7*125)=65,14(мин^-1)

u_общ=n_дв/n_вв; u_общ=730/65,14=11,2

где:   n_дв - частота вращения двигателя, мин^-1

Принимаем стандартные передаточные числа:

u₁=4 - передаточное число редуктора

u₂=2,25 - передаточное число цепной передачи

Определим фактическое передаточное число

u_ф = u₁·u₂,   u_ф=4*2,8 = 11,2

Определяем частоты вращения на валах привода, мин-1

Определяем угловую скорость на валах привода, рад/с

 ,

ω_дв = ω₁ ;

- Определяем крутящие моменты на валах привода, Н·м

Т₁ = Т_дв * η_м * η_пп = 196,33 * 0,98 * 0,99 = 190,5 Нм

Т₂ = Т₁ * η_зп * η_пп * u₁ = 190.5 * 0,97 * 0,99 * 4 = 731.7 Нм

Т₃ = Т₂ * η_ц * η_пп * u₂ = 731,7 * 0,91 * 0,99 * 2,8 = 1845,7 Нм

Результаты расчета сводим в таблицу

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1 Подбор материала и назначение термообработки

Принимаем материал шестерни и колеса ст. 40Х, термообработка - улучшение, для колеса : 235…262НВ, для шестерни - 269…302НВ.

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений N_Н0; N_F0. Присвоим индексы: 1 - шестерня, 2 - колесо.

К_HL = ,

N_HO = (HB_ср)³;

N_HO1 = ((235+262)/2)³= 0,15*10⁸ циклов

N_HO2 = ((269+302)/2)³= 0,23*10⁸ циклов

Примем К_сут = 0,7; К_год = 0,8

N₁ = 6*365*24*0,8*0,7*60*730=1,3*10⁸ циклов

N₂ = 6*365*24*0,8*0,7*60*182,5=0,32*10⁸ циклов

Т.к. N₁ > N_HO1, то К_HL1 = 1

N₂ > N_HO2, то К_HL2 = 1

2.2 Определение допустимых контактных напряжений

В качестве расчетного допустимого контактного напряжения, при термообработке I (режим термообработки колеса и шестерни - улучшение) принимаем меньшее, т.е.

.3 Определение допустимых напряжений изгиба

К_HL = ,

N_FO = 4*10⁶;

Т.к. N₁ > N_FO, то К_FL1 = 1

N₂ > N_FO, то К_FL2 = 1

В качестве расчетного допустимого напряжения изгиба, принимаем меньшее, т.е.

.4 Расчет межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для первой зубчатой пары:

мм

Где для косозубых колес K_a=43. Значение межосевого расстояния необходимо округлить до ближайшего стандартного. Принимаем по ГОСТ 2185-66 межосевое расстояние a_W=180 мм.

.5 Расчет геометрических характеристик зубчатой пары

Определим модуль передачи:

:

где m - модуль зацепления, мм;

К_m - вспомогательный коэффициент;

b₂ - ширина венца колеса, мм;

d₂ - делительный диаметр колеса, мм.

b₂ =ψ_а*а_w

где ψ_а - коэффициент ширины венца колеса

b₂ = 0,32*180=58

d₂ = 2* а_w *u/(u+1)

d₂ = 2*180*4/(4+1)=288

Полученное значение m округляем в большую сторону до стандартного значения m = 2 мм

- Суммарное число зубьев и угол наклона

где:    β_min - минимальный угол наклона зубьев, ˚.

где:    Z_Σ - суммарное число зубьев.

где:    β - угол наклона зубьев колеса, ˚

Числа зубьев шестерни и колеса

где:    z₁ - число зубьев шестерни;

z₂=z_Σ − z₁,

где:    z₂ - число зубьев колеса.

z₂= 178-36=142

Фактическое передаточное число

u_ф=z₂/z_1.

u_ф=142/36=3,94

Делительный диаметр

где     d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ = 2a_w−d₁ ,

где:    d₂ - делительный диаметр колеса, мм.

d₂ = 2*180-72,8= 287,2

Диаметр окружности вершин

d_a1=d₁+2m,

где:    d_a1 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм

d_a1= 72,8 +2*2=76,8

d_a2=d₂+2m

где:    d_a2 - диаметр вершин зубьев колеса, мм.

d_a2= 287,2+2*2=291,2

Диаметр окружности впадин

d_f1=d₁−2.4m

где:    d_f1 - диаметр впадин зубьев шестерни, мм

d_f1=72,8-2,5*2=67,8

d_f2=d₂−2.5m

где: d_f2 - диаметр впадин зубьев колеса, мм.

d_f2= 287,2-2,5*5=282,2

Определение сил в зацеплении

F_t=2·10³·T₂/d₂,

где:    F_t - окружная сила, Н

F_t=2·10³·731,7/ 287,2=5095,4

F_r = F_t·0,364/cosβ,

где:    F_r - радиальная сила, Н

F_r = 5095,4 · 0,364/cos8,55 =1875,6_a = F_t·tgβ,

где:    F_a −осевая сила, Н

F_a = 5095,4· tg8,55 = 766,1

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

;

;

где:    σ_F2 - расчётное напряжение изгиба в зубьях колёс, МПа;

σ_F1 − расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни, МПа;

[σ]_F - допускаемые напряжения изгиба, МПа

K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине;

K_FV - коэффициент динамической нагрузки (зависти от окружной скорости колес и степени точности, v_окр=2,74 м/с ( степень точности 8);

Y_β - коэффициент учитывающий наклон зубьев;

Y_F1, Y_F2 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса

Y_β=1−βº/140=0.94

z_V=z/cos³β

z_V1=36/cos³8,55=37

z_V2=142/cos³8,55=147_F1=3.72_F2=3.6

Условие выполняется, т.е. зубья выдержат напряжения изгиба.

Проверка зубьев по контактным напряжениям

где:    σ_H - расчётное контактное напряжение, МПа

K_Hβ − коэффициент концентрации нагрузки,

K_HV − коэффициент динамической нагрузки,

Условие выполняется т.е. передачи по условию контактной прочности являются работоспособными.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t_к]=20 МПа:

;

Примем по муфту d₁=45 мм.

=1,0*d₁=45мм

Параметры под подшипник

d₂=d₁+2*t=45+2*2,8=50,2 мм

Принимаем d₂= 50 мм

Ведомый вал.

;

 мм

Примем d₁=56 мм.

=1,0*d₁=56мм

Параметры под подшипник

d₂=d₁+2*t=56+2*3=62 мм

Принимаем d₂= 65 мм

=1,25*d₂=1,25*65=82 мм

Параметры под колесо

d₃=d₂+3,2*r=65+3,2*3=74,6 мм

Принимаем d₃=75 мм

4. Расчет цепной передачи

4.1 Проектный шаг цепи

T1=324,65 Hм - момент на быстроходном валу,

z1=29 - 2u=24 - число зубьев на ведущей звездочке, v=1 - число рядов цепи, [Pc]=35МПа - допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей.

Kэ= Kд* K_θ *Kc *Kрег *Kр - коэффициент эксплуатации,

Kэ=1*1*1,5*0,8*1=1,2

Kд=1 - коэффициент динамичности нагрузки.

K_θ = 1 - коэффициент, учитывающий наклон к линии горизонта

Kс= 1,5 - коэффициент, учитывающий условия смазки (периодическое)

Kрег=0,8 - коэффициент, учитывающий регулировку межосевого расстояния (нажимная звездочка)

Kр= - 1 коэффициент, учитывающий режим работы (односменная)

Стандартный шаг цепи p=3,81мм (при шаге 31,75 мм р_ц>[р_ц])

4.2 Число зубьев ведомой звездочки

z₂=u*z₁=67

Фактическое передаточное отношение не будет отличаться от проектного, так как числа зубьев не корректировались и не округлялись u_ф=u=2,79.

4.3 Проектное межосевое расстояние

Принимаем межосевое расстояние aw=1600мм

Тогда межосевое расстояние, выраженное в шагах

4.4 Число звеньев цепи

4.5 Длина цепи

4.6 Уточненное межосевое расстояние в шагах

Тогда фактическое межосевое расстояние

Чтобы цепь можно было одеть га звездочки реально межосевое расстояние делают меньше, поэтому монтажное межосевое расстояние

Окончательно принимаем ам=1609мм

Геометрические параметры передачи

Делительный диаметр ведущей звездочки

Делительный диаметр ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

,

где K1=0,7 - коэффициент высоты зуба.

 - коэффициент числа зубьев

 - геометрическая характеристика зацепления.

Параметры шарнира цепи

d1=11,1мм - диаметр ролика ширнира

De1=312,36мм

Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

,

где K₂=0,7;

De2=677,4мм

Проверочный расчет

Допускаемое число оборотов в минуту

Быстроходный вал передачи имеет n₁=182,5об/мин

Допустимое число ударов цепи

Расчетное число ударов цепи

Скорость цепи

Окружная сила

где P1 - мощность на ведущем валу.

Опорная площадь шарнира цепи

A=d1*b3=246,8мм²

Давление в шарнирах цепи

Допускаемое давление на шарнир цепи при скорости V=2,8м/с [p]=29МПа

Коэффициент запаса прочности

,

Fp=127000 H - разрушающая нагрузка цепи

Fо - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви.

Fо=Кf*q*a*g,

q=5,5 кг - масса одного килограмма цепи,

g=9,81 м/с2 - ускорение свободного падения,

Кf=6 - коэффициент провисания.

Fо=520,88 Н

Fv - натяжение цепи от центробежных сил.

Fv=q*v²= 43,12H

Тогда коэффициент запаса прочности S= 22,8. Минимально допустимый коэффициент запаса прочности [S]= 8,9

Так как выполняется условие S>[S], то передача работоспособна.

4.7 Сила давления цепи на вал

Fop=kв*Ft+2Fo,

kв=1,15 - коэффициент нагрузки вала

Fop= 6782,2 Н

5. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов а так же длины шпонок - по ГОСТ 23360 -78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s_см]=110¸190 МПа.

Для входного конца быстроходного вала , параметры шпонки 14*9*45, t₁=5,5 мм, момент на валу T₂=190,5 Н*м.

Для выходного конца тихоходного вала параметры шпонки 16*10*55 t₁=6 мм, момент на валу T₄=731,7 Н*м.

Для тихоходного вала параметры шпонки под зубчатое колесо 20*12*70, t₁=7,5 мм.

6. Выбор подшипников и схема их установки

6.1 Быстроходный вал

Выбираем шариковые радиально-упорные подшипники, средней серии № 310 ГОСТ333-79, диаметр внутреннего кольца d = 50 мм. Схеме установки показана на рисунке 1.

6.1 Тихоходный вал

Выбираем шариковые радиально-упорные подшипники, средней серии № 313 ГОСТ333-79, диаметр внутреннего кольца d = 65 мм. Схеме установки показана на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема установки подшипников

7. Расчет валов редуктора

привод зубчатый передача подшипник

Реакции в плоскости zoy:

; ;

;

Реакции в плоскости xoz:

;

;

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОХ

.

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОУ

.

Суммарный изгибающий момент

Тихоходный вал.

Реакции в плоскости zoy:

Реакции в плоскости zoy:

;;

; 

Реакции в плоскости xoz:

Fор = 6782,2Н

;

;

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОХ

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОУ

Суммарный изгибающий момент

Реакции в опорах

8. Расчет подшипников

8.1 Быстроходный вал

Подбираем подшипники качения для ведущего вала : шариковый радиально упорный, средней серии ГОСТ831-75 №310 Сr = 61800 Н, Сrо = 36000Н. Х=0,56

Рассчитываем наиболее нагруженную опору А

Радиальная нагрузка ;

F_a=766,1 Н осевая нагрузка;

Определяем отношение:

Определяем отношение:

По таблице определяем: е = 0,20; Y = 2,15

R_E= V*R_А *K_б*К_т=1*4098,3*1*1,3= 5327,79Н

где

V - коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо V=1

К_Б - коэффициент безопасности. К_Б =1,3

К_Т - температурный коэффициент. К_Т =1,0

Динамическая грузоподъемность

< Сr - подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

7.2 Тихоходный вал

Подбираем подшипники качения для ведущего вала : шариковый радиально упорный ГОСТ831-75 №313 Сr = 92300 Н, Сrо = 56000Н. Х=0,56

Рассчитываем наиболее нагруженную опору В

Радиальная нагрузка ;

F_a=766,1 Н осевая нагрузка;

Определяем отношение:

Определяем отношение:

По таблице определяем: е = 0,19; Y = 2,3

R_E=V*R_B *K_б*К_т=1*10014,3*1*1,3 = 13018,59Н

V - коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо V=1

К_Б - коэффициент безопасности. К_Б =1,3

К_Т - температурный коэффициент. К_Т =1,0

Динамическая грузоподъемность

< Сr - подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

8. Проверочный расчет валов

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях валов, и проводим сравнение их с допустимыми.

Допускаемое значение коэффициента запаса прочности [S]=1,3…2,1

- Вал-шестерня - сечение 3

Крутящий момент М_к=190,5 Нм, момент сопротивления найден при проверке на статическую прочность.

Осевой момент сопротивления равен:

W=0,1*= 0,1 * 0,0728^{3 =} 0,000038м³

Полярный момент сопротивления равен:

 =0,2*= 0,2 * 0,0728^{3 =} 0,00076м³

Материал вала - сталь 40Х (σ_=420МПа, τ_-1=250МПа).

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба .

где W - момент сопротивления,м³;

М - результирующий изгибающий момент, Н*м.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла, τ_a равна половине расчетных напряжений кручения τ_к.

где М_к - крутящий момент, Н*м;

W_k - полярный момент сопротивления, м³.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

;

где К_σ,К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K_F - коэффициент влияния шероховатости;

К_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов  . Так как шероховатость вала Ra=1,6мкм, то К_F=1,1. Так как термообработка не предусмотрена, то К_V=1

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

;

где σ_-1,τ_-1 - пределы текучести гладких образцов.

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

где σ_a,τ_a - амплитуда напряжений цикла

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

,

где Sσ - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

Sτ - коэффициент запаса по касательным напряжениям.

Усталостная прочность удовлетворительная.

- Вал тихоходный - сечение 3

Крутящий момент М_к=731,7 Нм, момент сопротивления найден при проверке на статическую прочность.

Осевой момент сопротивления равен:

W=0,1*= 0,1 * 0,065^{3 =} 0,000027м³

Полярный момент сопротивления равен:

 =0,2*= 0,2 * 0,065^{3 =} 0,000054м³

Материал вала - сталь 45 (σ_-1=335МПа, τ_-1=198МПа)

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба .

где W - момент сопротивления,м³;

М - результирующий изгибающий момент, Н*м.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла, τ_a равна половине расчетных напряжений кручения τ_к.

где М_к - крутящий момент, Н*м;

W_k - полярный момент сопротивления, м³.

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

;

где К_σ К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K_F - коэффициент влияния шероховатости;

К_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов  . Так как шероховатость вала Ra=1,6мкм, то К_F=1,1. Так как термообработка не предусмотрена, то К_V=1

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

;

где σ_-1,τ_-1 - пределы текучести гладких образцов.

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

где σ_a,τ_a - амплитуда напряжений цикла

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

,

где Sσ - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

Sτ - коэффициент запаса по касательным напряжениям.

Усталостная прочность удовлетворительная.

9. Выбор муфты

Расчетный момент:

где Кр - коэффициент режима нагрузки;

Т₁ - вращающий момент на валу редуктора, Нм;

Т - номинальный вращающий момент, Нм.

К_р = 2;

Выбираем упругую муфту со звездочкой 400-45-1-48-2-У3 ГОСТ 14084-76

10. Смазывание зубчатого зацепления

Так как окружная скорость зубчатого колеса равна v_s = 2,74 м/с выбираем масло И-Г-А-46. Кинематическая вязкость при 40^оС 41…51 мм²/с. Объем масла определяем исходя из объема масленой ванны, он равен 2 литра.

Список использованной литературы

1. Энергетический и кинематический расчеты приводов /Сост. В.Ф. Иваненко, Е.М. Лямкина.- Комсомольск-на-Амуре: Комсомольский-на-Амуре политехн. Ин-т, 1991. - 22с.

. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.Н. Чершин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416с.: ил.

. Справочник техника-конструктора. Изд. 3-е, перераб. и доп. Самохвалов Я. А., Левицкий М. Я., Григораш В. Д. Киев, «Техника», 1978. 592с.

. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416с., ил.