Привод электрической лебедки

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Техническое задание

Рис. 1. Приводная станция подвесного конвейера: 1 - двигатель, 2 - упругая муфта со звездочкой, 3 - цилиндрическая зубчатая передача, 4 - конический редуктор, 5 - грузовая цепь, 6 - звездочка цепи

Исходные данные:

Тяговая сила цепи F, кН 3,0.

Скорость грузовой цепи v, м/с 0,55.

Шаг грузовой цепи р, мм 80.

Число зубьев звездочки z 7.

Допускаемое отклонение.

скорости грузовой цепи д, % 6.

Срок службы привода Lг, лет 5.

2. Кинематическая схема машинного агрегата

Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом подвесного цепного конвейера и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом конического редуктора и открытой зубчатой цилиндрической передачи, ведомый вал которой является приводным валом конвейера. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

Определение срока службы приводного устройства.

Срок службы определяется по формуле:

Lh=365LrКrtcLcKc,

где: Lr- срок службы привода, 5 лет, tc- продолжительность смены, 8 часов, Lc- число смен 1, Кс- коэффициент сменного использования 1, Кr- коэффициент годового использования; Кr = 300/365 = 0,82, 300 - число рабочих дней в году.

Lh = 365·5·0,82·8·1·1 = 11972 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 103 часов.

Табл. 1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
Железнодорожная станция	5	1	8	10000	С малыми колебаниями	реверсивный

3. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Ррм, кВт, Ррм=Fv

Ррм= Fv= 3,0кН*0,55м/с= 1,65кВт.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

?=?зп?оп?м?пк?пс,

где: зм = 0,98 - КПД муфты, ззп = 0,96 - КПД закрытой зубчатой конической передачи, зоп = 0,94 - КПД открытой зубчатой цилиндрической передачи, зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения, зпс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,98·0,96·0,94·0,9952·0,99 = 0,867.

Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:

Рдв= Ррм/ ?= 1,65/0,867= 1,50 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 3,0 кВт.

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Табл. 2. Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А90L2	3,0	3000	2840
2	4A100S4	3,0	1500	1435
3	4A112M6	3,0	1000	955
4	4A112M8	3,0	750	700

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин:

nрм=60*1000*v/(zp) = 6·104·0,55/(9·80) = 45 об/мин.

Общее передаточное число привода:

u = n1/nрм,

где n1 - частота вращения вала электродвигателя.

Так как габариты открытой передачи должны получиться достаточно большими (чтобы рабочий вал не задевал редуктор), передаточное число ее должно быть как можно больше, поэтому принимаем предварительно для открытой передачи u2 = 6,3, тогда для закрытой конической передачи:

u2 = u/u1 = 6,3.

Табл. 3. Передаточное число

Передаточное число	Варианты
Привода	56,8	28,7	19,1	14,0
Редуктора	6,3	6,3	6,3	6,3
Открытой передачи	9,0	4,55	3,03	2,22

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к следующим выводам: вариант 1 исключаем из-за того, что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые пределы. Электродвигатель с числом оборотов 750 не рекомендуется применять из-за больших габаритов, окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 с электродвигателем 4A112М6, так как в этом случае можно принять ближайшее стандартное значение передаточного числа конической передачи u1=3,15.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112М6:

мощность - 3,0 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 953 об/мин.

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Определяем передаточное число привода:

u= n1 /nрм= 953/45 = 21,2.

Рекомендуемые значения передаточных чисел:

- для конической передачи 26,3.

- для открытой зубчатой 37.

Так как габариты открытой передачи должны получиться достаточно большими (чтобы рабочий вал не задевал редуктор) принимаем для конической передачи u1 = 3,15, тогда для открытой передачи:

u2 = u/u1 = 21,2/3,15 = 6,7.

Определение силовых и кинематических параметров привода.

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 953 об/мин, 1 = 953р/30 = 99,8 рад/с.

n2 = n1/u1 = 953/3,15 = 303 об/мин 2= 303р/30 = 31,7 рад/с.

n3 = n2/u2 = 303/6,0 = 50,4 об/мин 3= 50,4р/30 = 5,28 рад/с.

Фактическое значение скорости грузовой цепи:

v = zpn3/6·104 = 9·80·50,4/6·104 = 0,605 м/с.

Отклонение фактического значения от заданного:

д = (0,605 - 0,55)100/0,55 = 0,83% < 5 %.

Полученное значение намного меньше допускаемого.

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтрзмзпк = 2350·0,98·0,995 = 2291 Вт.

P2 = P1ззпзпк = 2291·0,96·0,995 =2189 Вт.

P3 = P2зопзпс = 2189·0,94·0,99 = 2040 Вт.

Крутящие моменты:

Т1 = P1/1 = 2291/99,8 = 23,0 Н·м.

Т2 = 2189/31,7 = 69,1 Н·м.

Т3 = 2040/5,28 = 386,4 Н·м.

Результаты расчетов сводим в таблицу

Табл. 4. Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	953	99,8	2,350	23,0
Ведомый редуктора	303	31,7	2,291	69,1
Рабочий привода	50,4	5,28	2,189	386,4

4. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям, сталь 40Х:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ230,

колесо: термообработка - нормализация - НВ180.

Допускаемые контактные напряжения:

[у]H = KHL[у]H0,

где: KHL - коэффициент долговечности.

KHL = (NH0/N)1/6,

где: NH0 = 1·107,

N = 573щLh = 573·31,7·10·103 = 18,2·107.

Так как N > NH0, то КHL = 1.

[у]H0 = 1,8HB+67 = 1,8·180+67 = 391 МПа.

[у]H = 1·391 = 391 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]F = KFL[у]F0,

где: KFL - коэффициент долговечности.

Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

[у]F01 = 1,03HB1 = 1,03·230 = 237 МПа.

[у]F02 = 1,03HB2 = 1,03·180 = 186 МПа.

[у]F1 = 1·237 = 237 МПа.

[у]F2 = 1·186 = 186 МПа.

Табл. 5. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВср	ув	у-1	[у]Н	[у]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	40Х	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	40Х	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

5. Расчет закрытой конической передачи

Проектный расчет.

Внешний делительный диаметр колеса:

,

где: KHB = 1,1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для колес с круговыми зубьями, = 1,85 - коэффициент вида конических колес.

de2 = 165[(69,11031,13,15)/(1,85·3912 )]1/3= 156 мм.

Принимаем по ГОСТ 12289-766 de2 = 160 мм.

Углы делительных конусов:

сtg1 = u1 = 3,15 1 = 17,61°,

2 = 90o - 1 = 90o - 17o36' = 72,39.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Re = de2/(2sinд2) = 160/(2sin72,39°) = 84 мм,

b = ?bRRe,

где: ?bR = 0,285 - коэффициент ширины колеса

b = 0,285?84 = 24 мм.

Внешний окружной модуль:

mte = 14T2KFв /(Fde2b[у]F,

где: А = 1 - для колес с круговыми зубьями, КFв = 1,09 - для колес с круговыми зубьями.

mte = 14·69,1·103·1,08/(1,0·160·24·196) = 1,38 мм.

В силовых конических передачах рекомендуется соблюдать условие:

mte ? 1,5. Исходя из этого, принимаем mte = 1,5 мм.

Число зубьев колеса и шестерни:

z2 = de2/mte = 160/1,5 = 107.

z1 = z2/u1 = 107/3,15 = 34.

Фактическое передаточное число конической передачи:

u1 = z2/z1 = 107/34 = 3,15.

Находим коэффициент смещения для шестерни и колеса хn1 = 0,19; хn2 = -0,19.

Диаметры шестерни и колеса:

de1 = mtez1 = 1,5·34 = 51 мм.

Диаметры вершин зубьев:

dae1 = de1+ 1,64(1+xn1)mtecos д1 = 51+1,64(1+0,19)1,5·cos17,61° = 53,79 мм.

dae2 = de2 + 1,64(1 - xn2)mtecos д2 = 160 + 1,64(1 + 0,19)1,5·cos72,39° =160,88 мм.

Диаметры впадин зубьев:

dfe1 = de1- 1,64(1-xn1)mtecos д1 = 51- 1,64(1-0,19)1,5·cos17,61° = 49,10 мм.

dfe2 = de2 - 1,64(1 + xn2)mtecos д2 = 160 - 1,64(1 - 0,19)1,5·cos72,39° =159,40 мм.

Средние делительные диаметры:

d1 ? 0,857de1 = 0,857·51 = 43.70 мм.

d2 ? 0,857de2 = 0,857·160 = 137.12 мм.

Силы действующие в зацеплении:

окружная:

Ft= 2T2/d2 = 2?69,1?103/137,12 = 1008 Н.

радиальная для шестерни, осевая для колеса:

Fr1 = Fa2 = Ftгr = 1008·0,208 = 210 H,

где: гr - коэффициент радиальной силы

гr = (0,44cosд1 - 0,7sinд1) = 0,44cos17,61° - 0,7sin17,61° = 0,208,

осевая для шестерни, радиальная для колеса:

Fa1= Fr2 = Ftгa = 1008·0,80 = 806 H,

где га - коэффициент осевой силы.

га = (0,44sinд1 + 0,7cosд1) = 0,44sin17,61° + 0,7cos17,61° = 0,80.

Средняя окружная скорость:

V = щ2d2/2103 = 31,7·137,12/2103 = 2,2 м/с.

Принимаем 7 - ую степень точности.

Расчетное контактное напряжение:

,

где КН - коэффициент нагрузки.

KH = KHбKHвKHv =1,0?1,03·1,1 =1,133

где: KHб = 1,0 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KHв = 1,1-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KHv = 1,03 - динамический коэффициент.

уН = 470{10081,133[(3,152+1)]1/2/(1,85·24160)}1/2 = 343 МПа.

Недогрузка (391 - 342)100/391= 12,5 %.

Допускаемая недогрузка 10%, поэтому для обеспечения нормальной работы передачи уменьшаем ширину шестерни до 20 мм, тогда:

уН = 470{10081,133[(3,152+1)]1/2/(1,85·20160)}1/2 = 375 МПа

Недогрузка (391 - 375)100/391= 4,1 %

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

уF2 = YF2YвFtKFбKFвKFv/(Fbmte),

уF1 =уF2YF1/YF2,

где YF - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев.

zv= z/(cos?·cos3в)

где: в = 35° - угол наклона зубьев.

zv1 = 34/(cos17,61°·cos335°) = 64.9 > YF1 = 3,62

zv2 = 107/(cos72,39°·cos335°) = 643 > YF2 = 3,63

Yв = 1 - коэффициент учитывающий наклон зуба.

KFб = 1,0 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

KFв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев.

КFv = 1,07 - коэффициент динамичности.

уF2 = 3,63·1,0·1008·1,0·1,0·1,07/(1,0·20·1,5) = 131 МПа < [у]F2.

уF1 = 131·3,63/3,62 = 132 МПа < [у]F1.

6. Расчет открытой цилиндрической передачи

Выбор материалов передачи.

Принимаем те же материалы, что и в закрытой передаче.

Межосевое расстояние:

,

где Ка = 49,5 - для прямозубых передач, шba = 0,16 - коэффициент ширины колеса, КНв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

аw = 49,5(6,0+1)[386,4·103·1,0/(3912·6,02·0,16)]1/3 = 262 мм.

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 аw = 250 мм.

Модуль зацепления:

m > 2KmT2/(d2b2[у]F),

где Km = 6,8 - для прямозубых колес, d4 - делительный диаметр колеса.

d4 = 2awu/(u+1) = 2·250·6,0/(6,0 +1) = 428 мм.

b4 - ширина колеса.

b4 = шbaaw = 0,16·250 = 40 мм.

m > 2·6,8·386,4·103/428·40·186 = 1,58 мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30 %, поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи.

Суммарное число зубьев:

zc = 2aw/m = 2·250/2,0 = 250.

Число зубьев шестерни:

z3 = zc/(u+1) = 250/(6,0 +1) =36.

Число зубьев колеса:

z4 = zc - z3 = 250 - 36 = 214.

Фактическое передаточное число:

u = z4/z3 = 214/36 = 5,94.

Фактическое межосевое расстояние:

aw = (z3+z4)m/2 = (214+36)·2,0/2 = 250 мм.

делительные диаметры:

d3 = mz13 = 2,0·36 = 72 мм.

d4 = 2,0·214 = 428 мм.

диаметры выступов:

da3 = d3+2m = 72+2·2,0 = 76 мм

da4 = 428+2·2,0 = 432 мм.

диаметры впадин:

df3 = d3 - 2,4m = 76 - 2,5·2,0 = 71 мм.

df4 = 428 - 2,5·2,0 = 423 мм.

ширина колеса:

b4 = baaw = 0,16·250 = 40 мм.

ширина шестерни:

b3 = b4 + 5 = 40+5 = 45 мм.

Окружная скорость:

v = щ2d3/2000 = 31,7·72/2000 = 1,15 м/с.

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная:

Ft2 = 2T2/d3 = 2·69,1·103/72 = 1920 H.

- радиальная:

Fr2 = Ft2tg = 1920tg20є = 698 H.

Расчетное контактное напряжение:

,

где К = 436 - для прямозубых колес, КНб = 1 - для прямозубых колес, КНв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев, КНv = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки.

уH = 436[1920(5,94+1)1,0·1,0·1,04/(428·40)]1/2 = 353 МПа.

Недогрузка (391 - 353)100/391 = 9,6 % допустимо 10 %.

Расчетные напряжения изгиба:

уF4 = YF4YвFtKFбKFвKFv/(mb2),

где YF4 - коэффициент формы зуба, Yв = 1 - для прямозубых колес, KFб = 1,0 - для прямозубых колес, KFв = 1 - для прирабатывающихся зубьев KFv = 1,10 - коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициент формы зуба:

при z3 = 36 > YF3 = 3,76,

при z4 = 214 > YF4 = 3,62.

уF4 = 3,62·1,0·1920·1,0·1,0·1,10/2,0·40 = 96 МПа < [у]F4

уF3 = уF4YF3/YF4 = 96·3,76/3,62 = 99 МПа < [у]F3.

7. Нагрузки валов редукторов

Силы, действующие в зацеплении конической передачи.

окружная:

Ft1 = Ft2 = 1008 Н.

радиальная для шестерни, осевая для колеса:

Fr1 = Fa2 = 210 H.

осевая для шестерни, радиальная для колеса:

Fa1= Fr2 = 806 H.

Консольная сила, от муфты действующая на быстроходный вал:

Fм = 100·Т11/2 = 100·23,01/2 = 480 Н.

Консольные силы, действующие на тихоходный вал.

- окружная:

Ft2 = 1920 H.

- радиальная:

Fr2 = 698 H.

8. Разработка чертежа общего вида редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 40Х,

термообработка - улучшение: ув = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 1020 МПа.

Диаметр быстроходного вала:

,

где: Т - передаваемый момент;

d1 = (16·23,0·103/р10)1/3 = 23 мм.

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 32 мм,

d1 = (0,81,2)dдв = (0,81,2)32 = 2538 мм.

принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм; длина выходного конца:

l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)28 = 2842 мм,

принимаем l1 = 40 мм. Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 28+22,2 = 32,4 мм,

где: t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l2 0,6d2 =0,635 = 21 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d1 = (16·69,1·103/р15)1/3 = 28 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм.

Длина вала под уплотнением:

l2 1,25d2 =1,2535 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

d3 = d2 + 3,2r = 35+3,22,5 = 43,0 мм,

принимаем d3 = 45 мм.

Выбор подшипников.

Предварительно назначаем радиально-упорные роликоподшипники легкой серии №7207 для быстроходного вала и тихоходного вала.

приводной машинный зубчатый подвесной

Табл. 6

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН	е	Y
№7207	35	72	17	35,2	26,3	0,37	1,62

Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния lб и lт между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника.

Выбираем способ смазывания: зубчатое зацепление смазывается за счет окунания шестерни в масляную ванну; для подшипников пластичный смазочный материал. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости мазеудерживающими кольцами.

Проводим горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала; затем проводим вертикальную линию - ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом 17,61є осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 84 мм.

Вычерчиваем шестерню и колесо, причем ступицу колеса располагаем несимметрично.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

- принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса 10 мм;

- принимаем зазор между окружностью вершин зубьев колеса и внутренней стенкой корпуса 12 мм;

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

Для конических роликоподшипников поправка а:

а = В/2 + (d+D)e/6 = 17/2+(35+72)•0,37/6 = 15 мм.

В результате этих построений получаем следующие размеры:

быстроходный вал: lм = 106 мм; lб = 102 мм: b = 50 мм;

тихоходный вал: с1 = 39 мм: с2 = 61 мм; lоп = 77 мм.

Размещено на Allbest.ru