Рассчитать и спроектировать привод от электродвигателя на вал – механическая лебедка

Задание 16/5

Рассчитать и спроектировать привод от электродвигателя на вал – механическая лебедка

Исходные данные:

Мощность на выходном валу:  , кВт = 5,2

Частота вращения на выходном валу: , мин^-1 = 22

Частота вращения вала электродвигателя: , мин^-1 = 750

Срок службы: L, лет = 10

Число смен = 1

Коэффициент перегрузки:

Характер нагрузки – постоянная.

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический расчет привода

 

1. Выбор электродвигателя.

 

Определим потребляемую мощность электродвигателя:

 

Определим общее КПД:

где - мощность на выходном валу редуктора

      - общий коэффициент полезного действия ступеней привода, равный произведению КПД отдельных ступеней.

 

Для расчета выбираем значение КПД  из промежутков приведенных выше:

                                                                        

                              

   (потери в опорах учтены в КПД передач привода)                          

 

 

Найдем потребляемую мощность электродвигателя:

Выбираем по расчетной мощности =6,182кВт асинхронный электродвигатель серии 4А по ГОСТ 1953-81 закрытого обдуваемого исполнения.

 

Тип двигателя:       4А160М8У3

Мощность:              P_эл.дв = 7,5 кВт

Частота вращение: n_эл.дв. = 730 мин^-1

 

 

 

1.2 Определим передаточное отношение привода и его разбивку           по ступеням.

Принимаем передаточное число цепной передачи , тогда передаточное число редуктора:

Определяем передаточное число быстроходной ступени редуктора:

Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора:

Принимаем стандартное передаточное отношение по ГОСТ 2185-60:

4,5             3,55

 

Определяем передаточное число цепной передачи:

 

1.3 Определим мощности, частоту вращения и крутящие моменты на валах редуктора.

 

1.3.1. Рассчитываем мощность на валах редуктора:

 

 

2. Определяем частоту вращения валов редуктора:

 

 

1.3.3  Определяем крутящие моменты на валах редуктора:

      

                     

 

 

                     

Таблицы искомых значений

 

Вал   Параметры	Переходной	Промежуточный	Тихоходный
Мощность, кВт	5,471	5,362	5,255
Частота вращения, мин-1	351,468	78,104	22
Крутящий момент, Нм	148,657	655,627	2281,148

 

ступень параметр	Гибкая	Быстроходная	Тихоходная
Передаточное  отношение	2,077	4,5	3,55

2.  Расчет тихоходной ступени редуктора

Исходные данные:

Передаточное число ступени: =3,55

Крутящий момент на тихоходному  валу: Т₃=2281,148 Нм

Частота вращения выходного вала: n₃=22 мин^-1

Срок службы в годах: L=10

Количество смен: 1

Коэффициент нагрузки:

Характер нагрузки – постоянная.

 

2.1Выбор материалов  и термической обработки

 шестерни и колеса

 

Выбираем материалы для шестерни и колеса, и назначаем термическую  обработку в соответствии с рекомендациями раздела 1.2 и данными таблицы Ι.Ι.

 

Принимаем:

—для шестерни Сталь 50

—для колеса сталь Сталь 40

Принимаем термообработку: поверхностная  закалка зубьев токами высокой частоты с предварительным улучшением.

 

2.2Механические  свойства принятых материалов.

2.2.1. Шестерня – Сталь 50

Твердость поверхности – HRC = 56

 

Определяем предел контактной выносливости:

σ_он.ш.=17HRC+200, МПа

σ_он.ш.=17·55+200=1135 МПа

Определяем предел выносливости материала  в сердцевине:

σ_о.ш.=1,8НВ, МПа

σ_о.ш.=1,8·250=450 МПа

Определяем предел текучести  материала:

σ_т.ш.=530 МПа

2.2.2. Колесо – Сталь 40

Твердость поверхности – HRC = 52

 

Определяем предел контактной выносливости:

σ_он.к.=17·HRC+200, МПа

σ_он.к.=17·52+200=1084 МПа

Определяем предел выносливости материала в сердцевине:

σ_о.к.=1,8·НВ, МПа

σ_о.к.=1,8·226=406,80 Мпа

 

Определяем предел текучести материала:

σ_т.к.=400 МПа

 

2.3 Определение допустимых напряжений для зубьев шестерни и колеса

 

2.3.1 Определение допускаемого контактных напряжений:

где Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности. Принимаем

        R_z10, тогда Z_R=0,95;     

       S_н = 1.2 – коэффициент безопасности.

За расчетное значение контактных напряжений принимаем как среднеарифметическое:

 

 

 

Для проверки пластинчатой деформации при кратковременных перегрузках  за расчётное допускаемое напряжение принимаем его максимальное значение:

 

2.3.2 Определим допускаемые напряжения на изгибе:

Y_R = 0.85   -коэффициент зависит от шероховатости поверхности (0,8÷0,85)

Y_y = 1.3     -коэффициент учитывающий механические упрочнения (1,1÷1,3)

Y_M=1       -при d_a ≤ 400 мм и m_n ≤ 10 мм.

S – коэффициент безопасности равный произведению S_F = S₁·S₂·S₃

         S₁ = 1,75 ; S₂ = 1-штамповка; S₃ = 1- отсутствие коррозий и высоких                 

      температур .

Поскольку прочность зубчатой пары лимитирует прочность зубьев колеса, в качестве расчетного допускаемого напряжения на изгиб, принимаем значение для материала колеса:        [σ_F]_к=185,966 МПа.

 

Определяем допускаемое наибольшее напряжение изгиба при кратковременной перегрузке определяем в соответствии с разделом 1.3.2 учитывая пластичность материала в сердцевине зубьев:

[σ_F]_max = 0.8·σ_T, Мпа

[σ_F]_max = 0.8·400 = 320 МПа

2.4  Учет числа циклов нагружений

Определим базовое число циклов нагружений:

Определим действительное число нагружений:

N_ц = n₃ · 60 · (кол-во смен) · 8 · (кол-во лет) · 260;

N_ц = 22 · 60 · 1 · 8 · 10 · 275 =

Определяем коэффициент режима работы:

 

Так как фактическое число циклов нагружений  < - базового числа циклов нагружений, следует увеличить допускаемое контактное напряжение на колесе на величину коэффициента режима работы К_р=1,2.

 

 

2.5  Особенности конструкции проектируемой

передачи

 

Передача выполняется эвольвентной, цилиндрической, без смещения (нормальное или нулевое), косозубой.  

 

2.6 Проектный расчет ступени – расчет по контактным напряжениям

 

 

Определяем межосевое расстояние а_w34:

 

 

где T₃  - крутящий момент на выходном валу редуктора;

       T₃ = 2281,148 (Н∙м);

       К  -коэффициент нагрузки; принимаем равным 1.3;

       К = 1,3;

[σ_H]  -допускаемое контактное напряжение (см.п.2.4);

[σ_H] = 967,604МПа;

U_Т -передаточное число тихоходной ступени;

U=3,55;

Ψ_ва   -коэффициент ширины зуба (принимаем в соответствии с разделом 1.2) Ψ_ва=0.315;

К_αн    -коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями:

V ≈  3 м/с             К_αн = 1.12

 

Принимаем стандартное межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66:

=200мм

Выбираем нормальный модуль зацепления в соответствии с рекомендациями раздела 1.9:

 

Принимаем стандартный модуль по ГОСТ 9563-60:

m_n = 3,5 мм

 

Определим угол наклона зубьев β и соответствующий окружной модуль зубьев m_t.

Зададимся углом наклона зуба β=14º

(т.к. угол β должен находится  в пределах 8-18º)

 

Определяем  число зубьев колес ступени Z₃ и Z₄ :

 

Округляем расчетное значение Z₃ до ближайшего целого.

Принимаем число зубьев шестерни Z₃ = 24 шт.

 

Тогда число зубьев колеса Z₄ = U_Т·Z₃ = 3,55·24 = 85,2 шт.

Уточняем торцевой модуль:

 

Определяем угол наклона зубьев β:

 

 

Определим диаметры делительных окружностей  зубчатых колес:

 

 

Принимаем: =88 мм  =312 мм

 

Проверка:

Определяем ширину винца колеса:

 

Увеличиваем ширину винца колеса до кратности 5:

 

Определяем коэффициент нагрузки:

 

где K_β - коэффициент концентрации нагрузки (таб. 1.5) Принимаем K_β=1,148;

       К_v - коэффициент динамической нагрузки (таб. 1.6);

 

Определяем окружную скорость колёс  пары:

Принимаем 9 степень точности для  косозубых колес, так как окружная скорость меньше 5 м/с.

 

Коэффициент динамической нагрузки принимаем по таблице 1.6 =1,15.

 

К_нов.=1,148

1,15=1,329

 

Уточняем межосевое расстояние:

 

Так как полученное расчётное значение межосевого расстояния с учетом уточненного коэффициента нагрузки =186,413мм< =200мм условия прочности соблюдаются.

 

Определим действующие контактные напряжения:

 

 

Так как фактическое контактное напряжение σ_Н = 860,076 МПа < [σ_Н] = 967,604 МПа, условия прочности выполняются.

 

Определяем максимальное допускаемое  напряжение, используемое при проверке пластической деформации зубьев при кратковременных перегрузках:

= , Мпа

= = 1121,405 Мпа

Так как фактическое максимальное контактное напряжение  =967,604 МПа больше  [ ] = 1121,405 МПа, то условия прочности выполняются

При проектном расчете по контактным напряжениям превышения допускаемых  напряжений нет, следовательно, полученные геометрические параметры зацеплений соответствуют условию прочности.

Межосевое расстояние:  а_w34 = 200 мм

Диаметр делительной окружности:

- шестерни: d₃ = 88 мм

- колеса: d₄ = 312 мм

Модуль зубьев в нормальном сечении: m_n = 4 мм

Число зубьев шестерни:  Z₃ = 24

Число зубьев колеса:  Z₄ = 85

Угол наклона зубьев: β = 17,5º

Ширина венца колеса: в₄ = 63 мм

 

 

 

2.7 Проверочные расчеты ступеней (расчет по напряжениям изгиба)