Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1. Введение.

 

Пояснительная записка  составлена в соответствии с техническим  заданием на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» на тему «лебедка тяговая». Привод состоит из асинхронного двигателя, двухступенчатого червячно-цилиндрического  редуктора.

Червячные редукторы  применяют для передачи движения между валами, оси которых скрещиваются.

Выбор схемы редуктора  обычно обусловлен удобством компоновки привода в целом, но также нужно  учитывать, что при нижнем расположении червяка условия смазывания зацепления лучше и больше вероятность попадания в зацепление металлических частиц – продуктов износа.

Недостатком является необходимость  использования дорогостоящих антифрикционных  материалов для червяка, потому как  в зацеплении возникает большое  трение.

           Преимущество – обеспечение большого передаточного числа: 120 2500, ни одна другая передача не может обеспечить такого передаточного числа. 
Задание

 
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

2.1.Определение требуемой мощности на рабочем звене привода.

Требуемая мощность на валу барабана:

                                          .

 

Угловая скорость и частота вращения барабана:

,

.

2.2.Определение КПД привода.

принимаем К.П.Д:[1, с 5]

коэффициент, учитывающий потери в муфтовой передаче                ;

коэффициент, учитывающий потери в закрытой зубчатой передаче ;

коэффициент, учитывающий потери в червячной передаче                  ;

коэффициент, учитывающий потери в подшипниках качения                .

Общий К.П.Д:

.

2.3.Определение требуемой мощности  приводного двигателя.

Требуемая мощность электродвигателя:

 

.

По таблице 1.31 [4, 333] принимаем двигатель типа 4А112М2, для которого:

мощность                                                    ,

частота вращения                                     ,

диаметр выходного  конца вала ротора   ,

 

угловая скорость вращения двигателя   .

2.4.Определение передаточного числа  привода.

Общее передаточное отношение привода:

                               .

 

 

2.5.Распределение передаточного  числа привода по ступеням.

Примем  передаточное отношение пары червячной   –   ,

тогда передаточное отношение зубчатой передачи  [4, c 9]:

                 

,

принимаем        .

2.6.Определение частот вращения, угловых скоростей, мощностей,  вращающих моментов по валам  привода.

• вал двигателя:

требуемая мощность двигателя:

                   ,

частота вращения:

                    ,

угловая скорость двигателя:

                   ,

момент  на валу двигателя:

                   ;

• ведущий вал редуктора:

мощность на ведущем валу:

                   ,

частота вращения вала: 

                   ,

угловая скорость ведущего вала:

                   ,

момент  на ведущем валу:

 

;

 

• промежуточного вала редуктора:

мощность на промежуточном валу:

                ,

частота вращения вала:

                ,

 угловая скорость вала:

                ,

момент на промежуточном  валу:

                ;

 

• ведомого вала редуктора:

мощность на ведомом  валу:

                 ,

частота вращения вала:

                 ,

  угловая скорость вала:

,

момент  на ведомом валу:

                ;

 

• вала барабана:

мощность на валу барабана:

                ,

частота вращения вала барабана:

                 ,

угловая скорость вала барабана:

                 ,

мощность на барабана:

                 ,

момент  на барабане:

                .

 

3.Расчет параметров зубчатой муфты.

 

 – момент на ведомом валу,

– мощность на ведомом валу,

 

Для соединения выходного вала редуктора и барабана лебедки выбираем зубчатую муфту, служащую для соединения соосных валов и для передачи крутящего момента. Одну из полумуфт выполним заодно с ведомым валом редуктора.

Выбираем муфту по ГОСТ 5006-55 со следующими параметрами:

 

Число зубьев муфты ,

Максимальный  передаваемый момент М_max=1400 Нм,

Делительный диаметр d=95,

Модуль m=2,5.

Ширина зубчатого венца b=15 мм

Наибольшая частота вращения n=5000 об/мин. 
4.Расчет зубчатых передач.

4.1. Выбор материала для колеса червячного и червяка.

Материал  червячного колеса – бронза БрАЖ9-4 литье в песок;

предел  прочности  .

Материал  червяка – сталь 40ХН закаленная до HRC45-50.

 

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений.

Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу  циклов передачи при переменной нагрузки:

 

.

Продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы, ч; при работе передачи с переменными нагрузками:

 

.

 

Из  графика нагрузки:

,

,

,

,

тогда

Коэффициент режима и длительности работы передачи:

,

 

принимаем K_HL = 0,67,

тогда допускаемое  напряжение контакта

Назначим червяк Z₁=2.

Коэффициент диаметра примем равным q =10,

                             

делительный угол подъема линии витка червяка g = 14°02’.

Принимаем значение K_Hb =1,2.

 

 

 

4.3.Расчет  быстроходной ступени.

Находим межосевое расстояние:

 

Находим модуль :

,

примем  модуль m = 6 (мм).

Уточним межосевое расстояние:

.

Тогда контактные напряжения равны:

 

 

 

Основные  параметры передачи:

 

Делительный диаметр  червяка .

Диаметр вершин витков червяка .

Диаметр впадин витков червяка  .

Длина нарезанной части червяка  ,

для шлифованных  червяков длину нарезанной части  следует увеличить на 25, поэтому  примем b₁ = 100 (мм).

 

Делительный диаметр червячного колеса     .

Диаметр вершин зубьев колеса                       .

Диаметр впадин зубьев колеса                        .

Наибольший  диаметр червячного колеса .

Ширина  венца колеса .

Условный  угол обхвата  :

 

Расчет  на выносливость по напряжениям изгиба:

.

Напряжения  от изгиба (для колеса) ,

.

 

Коэффициент долговечности:

,

 

 

принимаем  ,

 

,

 

.

 

Окружное  усилие на колесе червячном

 

Эквивалентное число зубьев

 

Для Y_F = 2,25  по таблице 4.5 [1, c 63]

 

x - коэффициент, учитывающий износ зубьев закрытых передач x = 1.

 

Расчет  напряжения от изгиба

 

 

Напряжение  на изгиб при пуске двигателя

 

4.4.Расчет тихоходной ступени

Подбор  материала колес.

Выбираем  материал – 40ХН, обработка – поверхностная закалка.

 

 

Твердость для шестерни: HRC₁=50

Твердость для колеса: HRC₂=57

 

Допускаемые контактные напряжения при проектном расчете:

 

;

• принимаем предел контактной выносливости при базовом числе циклов по таб. 3.2  [1, стр. 27]

,

• коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора

Продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный  срок службы, ч; при работе передачи с переменными нагрузками:

 

Из графика нагрузки:

 

Эквивалентное число  циклов напряжений в зубе, соответствующее  рабочему числу циклов передачи при  переменной нагрузке.

 

Для данной стали базовое число циклов нагружения

 Т.к. N_HE>N_HO то K_HL=1

Коэффициент запаса прочности n_H=1,12, тогда допускаемые контактные напряжения при проектном расчете

принимаем s_H=900(Н/мм²)

 

 

Принимаем значения коэффициента нагрузки для случая не симметрично расположенных колес таблице 3.1 [1,c 26]

K_Hb=1,25

 

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию [1,c 27]

x_ba=0,25

 

Рассчитываем межосевое  расстояние из условия прочности

Округляем его до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 из стандартного ряда принимаем a_wT=200(мм).

Выбираем модуль из полученного интервала

Принимаем модуль m_t=4

 

Рассчитаем суммарное  число зубьев шестерни и колеса

 

 

Тогда число зубьев шестерни

Принимаем Z₃=16

 

Определим число зубьев колеса

 

Проверка межосевого расстояния

 

Основные размеры шестерни и колеса

 

Делительные диаметры

 

шестерни 

колеса 

 

Диаметры вершин зубьев

 

шестерни 

колеса 

 

Ширина колеса

Ширина шестерни

 

 

Определим коэффициент ширины по диаметру

 

Окружная скорость колес тихоходной ступени

 

 

Проверим контактные напряжения по таблице 3.4 [1,c32] при скорости V=0,117(м/с) и твердости HB>350

Коэффициент учитывающий  распределение нагрузки по ширине венца K_Hb=1,21.

Коэффициент учитывающий  влияние динамической нагрузки, возникающей  в зацеплении K_Hu=1,1.

Значение коэффициента K_Ha для прямозубых колес K_Ha=1.

 

Рассчитаем коэффициент нагрузки

 

Уточним передаточное отношение тихоходной ступени

 

Проверка контактных напряжений

 

 

Проверка на перегрузку

 т.к. НВ>350 то предельное напряжение находим по формуле:[1,с41]

 

Силы действующие в зацеплении тихоходной ступени:

 

окружная

радиальная

 

Проверка зубьев тихоходной ступени  на выносливость по напряжениям изгиба.

 

.

 

Коэффициент нагрузки ,

где:

при принимаем таб. 3.7[1, стр.. 35].

при скорости выбираем таб. 3.8 [1, стр.. 36],

тогда

для шестерни при  - ,

для колеса при  - .

Допускаемое напряжение ;

где

для шестерни ,

            для колеса  .

Коэффициент запаса прочности  ,

 где 

 

            ,

 тогда   .

Допускаемые напряжения и отношения  :

• для шестерни , ;
• для колеса , .

Найденное отношение  меньше для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

Проверяем зуб шестерни:

.

Проверяем зубья на перегрузку:

напряжения изгиба при  пуске двигателя

Так как НВ>350       по таб. 3.2 [3, стр.. 50] находим s_в:

               

               

 

Перегрузка

 

5.Проектный расчет валов  редуктора.

 

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

• ведущего              ;
• промежуточного ;
• ведомого              .

Диаметр выходного конца  ведущего вала при допускаемом напряжении на кручение

                    ,

конструктивно принимаем диаметр ведущего вала ;

диаметры шеек под  подшипниками

Диаметр промежуточного вала при допускаемом  напряжении на кручение [1, с95]

                      .

назначаем диаметр под червячным колесом ;

 диаметры шеек под подшипниками  .

Ведомый вал рассчитываем при  .

                  .

Принимаем ;

диаметры  шеек  под  подшипниками ;

         

;

 

диаметр под зубчатым  колесом 

 

6. Эскизная компоновка редуктора

Быстроходная ступень.

Червячное колесо:                   Червяк:

                                                                 

                                                                                

Червяка изготовляем заодно с валом.

Диаметр и длина ступицы колеса:

        ;

        ,

Принимаем         ;

Толщина обода   ,

принимаем.        

Толщина диска        

Внутренний диаметр обода        

Диаметр центровой окружности

Диаметр отверстий