Проектирование привода лебедки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематические и силовые расчёты привода. Выбор электродвигателя

1.1 Определение мощности на валу исполнительного механизма

1.2 Определение расчётной мощности на валу двигателя

1.3 Определение частоты вращения исполнительного механизма

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

1.5 Определение электродвигателя

1.6 Определение передаточного отношения привода

1.7 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения вала

2. Выбор стандартного редуктора

3. Выбор стандартной муфты

4. Расчёт исполнительного механизма (барабан)

4.1 Расчёт изгибающего момента на валу и построение эпюры

4.2 Выбор шпонок и проверка их на прочность

4.3 Выбор подшипников и проверка их по динамической грузоподъёмности

4.4 Выбор корпуса подшипника

5. Проектирование муфты комбинированной компенсирующе -предохранительной

5.1 Определение числа поверхностей (пар) трения

5.2 Проектирование пружины

Заключение

Библиографический список



Введение

Целью данной пояснительной запиской является проектирование привода лебёдки на основании комплексного технического задания.

Привод включает в себя двигатель электрический асинхронный с короткозамкнутым ротором, соединённый при помощи муфты упругой втулочно ? пальцевой с червячным редуктором, который, в свою очередь, соединён с барабаном при помощи комбинированный муфты.

В рамках данной пояснительной записки проводится расчет и выбор требуемого двигателя, выбор редуктора по расчетному вращающему моменту и по его передаточному отношению, выбор муфты между двигателем и редуктором.

Объектом данного пояснительной записки является привод лебёдки, кинематическая схема которого приведена на рисунке 1.

Муфта упругая втулочно - пальцевая. Состоит из двух полумуфт, которые неподвижно соединены между собой упругим элементом. Под упругим элементом следует понимать металлические «пальцы», к которым закреплены резиновые втулки. Упругость модели обеспечивается расположенными на резиновых втулках канавками. Их деформация становится причиной смещения полумуфт, что позволяет при нагрузке крутящим моментом обеспечивать вращательную податливость. В качестве материала изготовления деталей используется сталь марки 45 или другой материал, не уступающий по своим свойствам. «Пальцы» выполняются из высоколегированной стали.

Предохранительные муфты - устройства, которые кроме соединения валов обеспечивают ограничение передаваемого крутящего момента и защиту механизма от поломок при перегрузках.

Еще, соединительные предохранительные муфты, кроме прочности соединения, защищают механизмы и валы от коррозии. Они подбираются для выполнения таких функций как: соединение валов без изменения крутящего момента, защита от предельных нагрузок, удлинение валов, и т.д. Червячный одноступенчатый редуктор предназначен для передачи мощности между валами электродвигателя и исполнительного механизма с увеличением крутящего момента и уменьшением угловой скорости.

Рисунок 1 Кинематическая схема привода лебёдки. 1 - электродвигатель; 2 - муфта упругая втулочно-пальцевая; 3 - редуктор червячный; 4 - муфта комбинированная; 5- барабан

Крутящий момент, создаваемый электродвигателем 1, передается через упругую муфту со звездочкой 2 на входной вал редуктора, который понижает частоту вращения и увеличивает крутящий момент на выходном валу. Далее крутящий момент, передается на барабан 5, через комбинированную муфту 4.

привод лебедка электродвигатель редуктор



1 .Кинематический и силовой расчёты привода. Выбор электродвигателя, редуктора и быстроходной муфты

1.1 Определение мощности на валу исполнительного механизма

К=2

К - порядковый номер вала исполнительного механизма.

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Ориентируясь на среднее значение передаточного отношения червячного редуктора принимаем для расчёта з=0,8 с последующим уточнением.

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

1.5 Выбор электродвигателя

112М4/1432

112М - тип электродвигателя

4 - число полюсов.

Исполнение IM 1081

Рисунок 2 Эскиз электродвигателя

1.6 Определение передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

1.7 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения

Силовые и кинематические параметры привода.

Вращающие моменты на валах определим по формуле:

Вращающий момент на 1 и 2 валу:

.

.

Таблица 1 ? Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала	Мощность Р,кВт	Частота вращения n,	Вращающий момент Т, Н*м
1	5,25	1500	33,4
2	4,2	74,3	539,8



2.Выбор редуктора

Выбираем редуктор Ч-125

Ч - тип редуктора

125 - межосевое расстояние

Эскиз выбранного редуктора с указанием габаритных, присоединительных, установочных размеров приведен на рисунке 3.

Рисунок 3 Эскиз червячного редуктора.

Таблица 2 ? Габаритно-присоединительные размеры редуктора

	125		60		М16Ч1,5
	230		176		80
	190		135		58
B	230		6		110
	217		14		82
	60		32		230
	71		29,1		110
H	111		50		6
	396		5,9		9
	23		М20Ч1,5		3,5
	50		45		5,5
	261		М36Ч3	DЧmЧ7H	55Ч2,5Ч7,4
	230		110	Объём заливаемого масла	5,8
	280		19	Масса	88



3. Выбор стандартной муфты

Муфты упругие втулочно-пальцевые получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов - достаточно большое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются. Муфты МУВП стандартизованы - ГОСТ 21424 - 93. Эскиз выбранной муфты, приведен на рисунке 4.

Рисунок 4 Муфта упругая втулочно - пальцевая

Таблица 3 Размеры муфты



Таблица 4 Размеры пальцев и втулок муфты

Для соединения выходного вала электродвигателя и редуктора в пояснительной записки используется муфта упругая.

1. вращающий момент на первом валу: Т = 33,4 Нм

2. диаметр вала электродвигателя: d = 32 мм

3. диаметр вала быстроходного вала редуктора: d₁ = 32 мм

Выбираем муфту упругую втулочно - пальцевую (по ГОСТ 21424 - 93):

Муфта 250 - 32 - 2 - 32К - 4 - У3, где:

250 - номинальный вращающий момент, Н

32- диаметр полумуфты 1 , мм

2 - исполнение полумуфты 1

32- диаметр полумуфты 2 , мм

4 - исполнение полумуфты 2

У3 - климатическое исполнение и категория

изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб

,

где Ми - момент изгибающий

Ми=Ft*l ;

Ft - окружная сила

Wx=0,1*=274,4 Н*мм

Ми=79,52*58=4612 Н*мм

S=2…2,5

=325 мПа

Проверка на смятие

где - окружная сила на среднем диаметре кулачка, Н;

0,014*0,045=0,00063



4. Расчёт исполнительного механизма(барабана)

Назначим d1 конструктивно равным диаметру тихоходного вала редуктора.

Принимаем исполнение 1,длинный конец вала по ГОСТ12080-66.

d1=50 мм; l1=110 мм

d2=d1+(3…5)мм=50+5=55 мм ; l2=90…150 мм=120мм

d3=d2+5=60 мм ; l3=D=360 мм

d4=d3+5=65 мм

d5=d3-1=59 мм.

4.1 Расчёт изгибающего момента на валу и построение эпюры

Рисунок 5 Эпюра изгибающего и крутящего моментов

lcт=(0,8…1,2)d3=60 мм

a=120+60/2=120+30=150 мм

Строим эпюру крутящих моментов.



Запас прочности по пределу текучести

.

Предел текучести определяем по таблице на материал. Принимаем в качестве материала вала сталь 45 по ГОСТ 1050-88.Термообработка-улучшение.

Минимальный запас прочности по пределу текучести при кратковременных перегрузках

Кп=1,3 (при перегрузке)

4.2 Выбор шпонок и проверка их на прочность

Таблица 5 Геометрические размеры шпонок

d1	l1	b	h	t1	T		[	lп	lшп
50	110	14	9	5,5	540			100	90
60	60	18	11	7	540			50	32

Принимаем lп=l1-10=40 мм.

Принимаем шпонку исполнения 2,т.е. с плоскими торцами.

lшп=lп-b

,

т.к. напряжения меньше допускаемых, то условия прочности выполнены.

4.3 Выбор подшипников и проверка их по динамической грузоподъёмности

Выбираем подшипник шариковый, радиальный, двухрядный, сферический.

При больших нагрузках и малых угловых скоростях предпочтительны роликовые подшипники, обладающие большой грузоподъёмностью, но мы применяем шариковые, т.к. срок службы, указанный в бланке задания(14 тысяч часов) ограничен.

Радиальный подшипник, т.к. осевая нагрузка отсутствует.

Подшипник выбираем по двум параметрам:

1)по диаметру посадки на вал d2=55 мм

2) по долговечности.

Выпускается несколько серий подшипников: лёгкая, средняя, тяжёлая и т.д.

Эти серии отличаются наружным диаметром и шириной.

Из-за ограниченного срока службы нас устраивает лёгкая серия, поэтому принимаем подшипник лёгкой серии.

d=55 мм; D=100 мм; B=21; r=2,5мм; Cr=27 млн. об. ; Соr=13,7.

Обозначение 1211.

Проверяем подшипник на долговечность

где

Сr - табличное значение динамической грузоподъёмности для выбранного подшипника

L10-долговечность подшипника в миллионах оборотах

P - динамическая нагрузка на подшипник в реальных условиях эксплуатации

P=(XVFr+YFa)КбКтКе, где

Х,У - коэффициенты привидения

Х=1

V- коэффициент вращения

V=1

Кб - коэффициент безопасности, учитывающий снижение долговечности подшипника

Кб=1,6

Кт - температурный коэффициент, учитывающий снижение долговечности подшипника из-за высокой температуры

Кт=1

Ке - коэффициент эквивалентности, учитывающий режим работы

Режим работы - 5 (реверсивный)

Ке=0,4

, где

n - частота вращения вала

4.4 Выбор корпуса подшипника

Корпуса подшипников стандартизованы по ГОСТ 13218.1…13218.10

Выбор корпуса подшипника осуществляется по:

1) по наружному диаметру подшипника

2) по ширине подшипника

3)по виду корпуса (цельный или разъёмный)

Таблица 6 Габаритно-присоединительные размеры корпуса подшипника

Наименование	ШМ-100
D	100
D1	120
d	11
?	0,12
d1	17
d2	8
d3	32
B	52
B1	52
L	210
L1=D2	135
l	148
H	139,5
H1	58
h	25
r	85
r1	12,2
hф	17,5
A	165
S	8,75
S1	7
S2	5
Масса	4,570



5. Проектирование муфты комбинированной компенсирующе-предохранительной

Муфта состоит из двух полумуфт - фрикционной многодисковой и зубчатой.

Рисунок 6 Диски фрикционной муфты.

Dн=(3…5)d1; Dн=4*50=200 мм (ГОСТ 6636-69)

Dв=(0,5…0,6)Dн; Dв=0,55*200=110 мм

Определяем усилие Fа, с которым диски прижаты друг к другу. Его определяем по давлению в контакте.

В качестве материала фрикционных дисков принимаем абсотекстолит.

f=0,3; =0.2…0,3 Мпа

С увеличением допускаемого давления габариты уменьшаются, но снижается долговечность.

Принимаем =0, 25 Мпа



.

5.1 Определение число поверхностей (пар) трения

, где

Тпр - предельный момент, при котором муфта начинает буксовать.

Тпр=S*Тн, где

S - запас по моменту

S= 1,2…1,4.Принимаем S=1,3

Тпр=1,3*539,8=701,74 Н*М.

Принимаем Тпр=702 Н*М.

Ттр - момент трения, передаваемый одной поверхностью трения

Ттр=Fтр*Rпр

Fтр=Fа*f

Fтр=5475*0,3=1642Н

Принимаем Rпр=80



Ттр=1642*80=131360 Н*мм

округляем z до ближайшего целого чётного числа.

Принимаем z=6.

Число ведущих дисков z1

Число ведомых дисков

z2=z1+1; z2=3+1=4

5.2 Проектирование пружины

Определение числа витков пружины

n=6…8.

Определение рабочего усилия на пружине.

Усилие создаётся при регулировке муфты



Рисунок 7 Геометрия цилиндрической витой пружины сжатия

F1 - наименьшее рабочее усилие, оказываемое на пружину.

По мере износа дисков пружина расслабляется.

F3 - предельное усилие, при котором витки пружины сомкнуты.

При этом усилии пружина не должна эксплуатироваться.

- жёсткость пружины

=1,1…1,3

принимаем =1,2

F1=684/1,2=570 Н

F3=1,2*F2=821 Н

?=л2-л1 - допустимая суммарная величина износа всех прокладок.

Обычно является технологическим параметром.

Назначим ?=3 мм.

По мере износа на величину ? муфта требует регулировки.



Из подобия треугольников следует, что

;

л2=( л2-?)*1,2

л2=1,2* л2-3,6

л2=18 мм

л1= л2-3=15 мм

Определяем диаметр проволоки

, где

с-индекс пружины

, где

d - диаметр проволоки

D - средний диаметр на ветке.

Ориентируясь на диаметр проволоки d=5 мм выбираем c=4…10.

Принимаем с=6.

, где

- предел выносливости материала пружины.

=1400…1650 МПа.

Принимаем =1500 МПа .

Коэффициент перед зависит от класса пружины. Стандартом предусмотрены 3 класса пружины:

1)ответственная пружина

2) пружина со средним циклом нагружения

3)пружина с малым числом циклов нагружения.

мм.

Принимаем d=5 мм.

D=6*5= 30 мм.

Определяем число рабочих витков пружины:

, где

z - число рабочих витков пружины

G - модуль поперечной упругости

.

Полученное число витков округляем до ближайшего целого.

Принимаем z=6.

z1=z+2=8.



Геометрические параметры пружины.

мм

Н3=(z1-0,5)*d

H3=(8-0,5)*5=37,5 мм

Н0=Н3+z*(t-d)

H0=37,5+6*(7,75-5)=54 мм

Н2=H0-2

H2=54-18=36 мм



Заключение

В данном курсовом проекте был произведен кинематический и силовой расчет привода, выбор необходимого двигателя, выбор редуктора по расчетному вращающему моменту и передаточному отношению редуктора, выбор муфты упругой втулочно - пальцевой, а также был произведён ее расчёт на прочность.

Был произведён расчёт исполнительного механизма (барабана), были выбраны для него вал, подшипники и корпуса подшипников. Была произведена проверка подшипников на прочность.

Так же в данном курсовом проекте была спроектирована муфта комбинированная компенсирующе- предохранительная. Для неё было определено число пар трения и спроектирована пружина.



Библиографический список

1. Устиновский Е.П. Проектирование передач зацеплением с применением ЭВМ: Компьютеризованное учебное пособие с программами расчета передач. -Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2005.-192с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов.-6-е изд., исп.- М.: Высш. шк., 2000.-447с., ил..

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.1, 2, 3. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой - М.: Машиностроение, 2001.

4. Устиновский Е.П. Детали машин и основы конструирования: текст лекций /Е.П. Устиновский, Ю.А. Шевцов, Е.В. Вайчулис; под ред. Е.П. Устиновского. - Челябинск: Издательский центр ЮУрГУ, 2010. - 305 с.

5. Устиновский Е.П. Техническая документация в курсовом проектировании по деталям машин: учебное пособие / Е.П. Устиновский, Ю.А. Шевцов, Е.В. Вайчулис; под ред. Е.П. Устиновского. - Челябинск: Издательский центр ЮУрГУ, 2012.- 84 с.

Размещено на Allbest.ru

...