Расчет электролебедки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задача

Электролебедка состоит из электродвигателя 1, двух муфт: упругой 2 и соединительной 4, двухступенчатого цилиндрического редуктора 3 и барабана 5. Подобрать электродвигатель, рассчитать зубчатые колеса тихоходной ступени редуктора, рассчитать тихоходный вал и выполнить его эскиз, подобрать для него подшипники качения. Недостающие данные принять конструктивно.

Грузоподъемность лебедки F, скорость навивания каната на барабан , диаметр барабана D заданы в таблице.

F, кН	40
х, м/с	0,3
D, мм	380

Рис. 1

Решение

Принимаем режим работы редуктора: работа односменная, пусковая нагрузка до 150% от номинальной; срок службы передачи 35000 ч.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Сила F, действующая на канат, является окружной силой, которая вызывает вращение барабана. Поэтому мощность, передаваемая барабаном, будет равна

,(1)

где - окружная скорость барабана.

Следовательно,

ВткВт.

Определим также угловую скорость барабана

рад/с.

Произведем кинематический расчет данного привода.

Определяем общий КПД привода

,

где - КПД упругой муфты;

- КПД цилиндрической зубчатой передачи;

- КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения;

- КПД соединительной муфты.

Тогда получаем

.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Частота вращения барабана

об/мин.

Выбираем электродвигатель (Приложение Г[1]), так, чтобы :

кВт, электродвигатель АО73-8, об/мин.

Находим передаточное число привода

.

Придерживаясь рекомендованных значений (табл.5.6[3]), принимаем для двухступенчатого трехосного редуктора передаточное число с разбивкой по ступеням

,

где - передаточное число быстроходной ступени редуктора;

- передаточное число тихоходной ступени редуктора.

Тогда

.

Тогда частота вращения барабана станет равной

об/мин.

При этом расхождение с заданной частотой составит

,

что допустимо (< 4,5% для всего редуктора).

Определяем вращающие моменты на валах, предварительно определив угловые скорости на них

рад/с;

рад/с;

рад/с.

Находим крутящие моменты на валах привода

Н•м;

Н•м;

Н•м.

2. Расчет зубчатых колес тихоходной ступени редуктора

Дано: ; Н·м; рад/с; Н·м; рад/с (индекс 1 относится к параметрам шестерни тихоходной ступени, а индекс 2 - к параметрам колеса тихоходной ступени).

Решение

При расчете используем методику, изложенную в пособии [3, с.169…184].

1. Назначаем материал для зубчатой передачи:

- для шестерни принимаем сталь 40ХН (улучшение), ;

- для колеса принимаем сталь 40ХН (улучшение) .

Находим пределы выносливости по контактным напряжениям

МПа;

МПа.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле

,

где - коэффициент долговечности для базового числа циклов ;

- коэффициент безопасности при улучшении и нормализации.

Выполняем вычисления

МПа;

МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи находим по формуле

;

МПа.

Принимаем МПа.

Пределы выносливости по изгибным напряжениям

МПа;

МПа.

Принимаем коэффициент для поковок; для базового числа циклов.

Находим допускаемые изгибные напряжения

МПа;

МПа.

2. Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию .

Предварительно принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба в случае несимметричного расположения колес

.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

мм.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 мм.

3. Определяем модуль зацепления

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 мм.

4. Примем предварительно угол наклона зубьев .

5. Определим суммарное число зубьев:

.

Принимаем .

Число зубьев шестерни и колеса

;

принимаем

.

Уточняем значение угла наклона зубьев

;

.

6. Уточняем передаточное число цилиндрической передачи

.

Расхождение с требуемым значением

,

что допустимо (<4% при ).

7. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса.

а) диаметры делительных окружностей

мм;

мм.

б) фактическое межосевое расстояние

мм

и равно требуемому.

в) диаметры окружностей вершин:

мм;

мм.

г) ширина венца колеса

мм.

Принимаем стандартное значение линейного размера мм.

Ширина венца шестерни мм.

8. Определяем окружную скорость зубчатых колес

м/с.

По табл.9.9[3] назначаем 9-ю степень точности передачи.

9. Вычисляем окружную силу

Н.

10. Коэффициенты:

(Н/мм²)^1/2;

;

;

.

Принимаем коэффициенты динамической нагрузки. Для косозубых передач при м/с, при твердости зубьев (табл.9.13[3]).

Для 9-й степени точности и окружной скорости 0,519 м/с (табл.9.12[3]).

Находим значение коэффициента

.

Тогда коэффициент (табл.9.11[3]).

11. Расчетное контактное напряжение по формуле

МПаМПа.

Условие прочности выполняется.

12. Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

;

.

13. Выбираем коэффициенты формы зуба по табл. 9.10 [3]:

для шестерни ;

для колеса .

Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:

шестерни ;

колеса .

Проверочный расчет ведем по колесу, зубья которого менее прочны на изгиб. Для этого используем формулу

,

где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев для косозубых передач;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

(табл.9.11 [3]);

.

Тогда будем иметь

МПа,

то есть зубья на изгиб вполне прочные.

3. Расчет тихоходного вала

Исходные данные:

Н·м; ; мм.

1. Назначаем материал вала - сталь 45. Для этой стали по ГОСТ 1050-74 принимаем: предел прочности при растяжении МПа, предел текучести МПа. Сначала рассчитаем вал на статическую прочность, на совместное действие изгиба и кручения.

Определяем силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

Н.

При расчете учитываем дополнительную силу , которая возникает вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов со стороны соединительной муфты и наличии усилия на барабане лебедки. Находим [4, с.263]

Н.

Составляем расчетную схему вала (рис.1).

Расстояние между серединами подшипников тихоходного вала принимаем равным расстоянию между опорами промежуточного вала, которое определяем по формуле 14.1 [3], исходя из конструктивных особенностей редуктора

,

где - длина ступицы шестерни тихоходной ступени; принимаем мм;

- длина ступицы колеса быстроходной ступени; принимаем мм;

- зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора; принимаем мм;

- ширина стенки корпуса в месте установки подшипников; по табл.14.9[3] принимаем мм.

Тогда получаем

мм.

Окончательно принимаем стандартные линейные размеры мм; мм; мм.

Расстояние от середины подшипника до середины посадочного участка выходного конца тихоходного вала под полумуфту соединительной муфты принимаем мм.

Расчетная схема вала показана на рис.1,а.

Реакции опор (подшипников) вала от сил и

Н;

Н.

Проверка:

,

то есть реакции определены правильно.

Реакции опор вала от сил и

Н;

Н.

Проверка:

,

то есть реакции определены правильно.

Изгибающие моменты в сечениях I (посередине левого подшипника качения) и II (посередине ступицы цилиндрического колеса) будут равны:

а) от сил и

в сечении I

Н·м;

в сечении II

Н·м.

б) от сил и

в сечении I

;

в сечении II

Н·м

Н·м.

Эпюры изгибающих моментов показаны на рис.1, в, г.

Находим полный изгибающий момент:

в сечении I

Н·м;

в сечении II

Н·м.

Максимальный изгибающий момент Н·м.

Рассчитаем вал по третьей теории прочности. Эквивалентный момент

Н·м.

По табл.1И [1] допускаемое напряжение на изгиб для стали 45 принимаем МПа.

Находим диаметр вала в опасном сечении по формуле

мм.

Принимаем стандартное значение диаметра мм. Назначаем остальные диаметры вала конструктивно: под ступицей колеса мм, под подшипники качения . Выходной колец вала под муфту принимаем мм.

2. Рассчитываем вал на выносливость.

Допускаемый коэффициент запаса прочности рекомендуется определять по формуле



Рис.1. Расчетные схемы и эпюры тихоходного вала

,

где - коэффициент, учитывающий точность определения нагрузок (при расчетах средней точности );

- коэффициент, учитывающий однородность материала детали (для поковок и проката );

- коэффициент, учитывающий специфические требования безопасности ().

Для данного случая расчет проведем по средним значениям

.

Для всех проверяемых сечений валов должно соблюдаться условие , где - расчетный коэффициент запаса прочности

,

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

;

,

где, - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

, - эффективные коэффициенты концентраций напряжений;

- масштабный фактор;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

, - амплитуды напряжений цикла;

, - средние напряжения цикла;

, - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Для углеродистых конструкционных сталей

МПа;

МПа.

Рассчитаем сечение (рис.1). Для данного сечения концентратор напряжений - шпоночный паз.

Диаметр вала в этом сечении 115 мм.

; ; [1, табл.3И];

(при изгибе); (при кручении) [1, табл.4И].

Поскольку для вала упрочнение не предусмотрено, то коэффициент . Коэффициенты и [1, табл.5И].

Ширина и высота шпоночной канавки согласно ГОСТ 23360-78 мм и мм.

Осевой момент сопротивления сечения

мм3.

Полярный момент сопротивления

мм3.

Расчетное напряжение изгиба в сечении А-А

МПа.

Так как напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, то среднее напряжение цикла , а амплитуда цикла при изгибе МПа.

Расчетное напряжение на кручение в сечении вала

МПа.

Так как напряжения кручения изменяются по отнулевому циклу, то амплитуда цикла при кручении и среднее напряжение цикла при кручении

МПа.

Определяем коэффициенты запаса прочности в сечении А-А:

по изгибу

;

по кручению

.

Коэффициент запаса прочности

.

Таким образом, усталостная прочность вала обеспечена.

электродвигатель привод редуктор вал

4. Подбор и расчет подшипников вала по динамической грузоподъемности

Тип подшипника выбираем в зависимости от отношения сил в зацеплении.

Определяем отношение сил

,

поэтому выбираем тип подшипника - шариковый радиально-упорный (по ГОСТ831-75) легкой серии 44220, который имеют следующие параметры (приложение Л[1]):

Таблица 1

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	C	C0
44220	110	180	34	116	109

Определяем суммарные радиальные реакции опор:

Н;

Н.

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженной опоре В.

Находим отношение . Этому значению соответствует величина [1, приложение К].

Отношение < e; следовательно, , . Поэтому эквивалентная нагрузка

Н,

Где - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки;

- коэффициент безопасности; - при умеренных толчках и кратковременной перегрузке до 150%;

- температурный коэффициент; при рабочей температуре подшипника менее .

Расчетная долговечность в миллионах оборотов

млн. об.

Расчетная долговечность в часах

ч.

гдеоб/мин - частота вращения тихоходного вала.

Полученная долговечность подшипников является приемлемой, поскольку она выше нормативного срока службы редуктора (35000 часов) и принятого срока службы лебедки (35000 часов).

В заключение приводим эскиз вала (рис.2).



Рис.2. Эскиз вала

Список использованной литературы

1. Черкасов В.Г. Механика. Учебное пособие для студентов технических вузов немеханических специальностей. Чита, РИК ЗабГУ, 2012.

2. Гузенков П.Г. Детали машин. М.: Высшая школа, 1986.

3. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчеты деталей машин. Мн.: Высшая школа, 1986.

4. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 2000.

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 3. М.: Машиностроение, 2001.

Размещено на Allbest.ru

...