Передаточное отношение привода

Содержание

 

1. Исходные данные для РГР

1.1 Диаметр грузового каната

1.2 Диаметр и длина барабана

1.3 Частота вращения барабана

1.4 Передаточное отношение привода

1.5 Момент на барабане лебедки

1.6 Общее передаточное отношение

1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

1.8 Допускаемые контактные напряжения

1.8 Коэффициенты относительной ширины колес

1.9 Эквивалентное время работы

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ

2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора

2.3 Геометрический расчет передач редуктора

2.3.1 Косозубая передача I cтупени

2.3.2 Косозубая передача II ступени

3. Кинематический расчет редуктора

3.1 Статическое исследование редуктора

3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора

3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач

4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

4.1 Материалы, термическая обработка колес

4.2 Допускаемые контактные напряжения

4.3 Допускаемые напряжения изгиба

4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)

4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса

4.6 Заключение о работоспособности передачи

5. Конструирование валов редукторов привода

5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала

5.3 Подбор призматических шпонок

6. Конструирование элементов корпуса редуктора

Литература

 

Исходные данные для РГР

 

Рисунок 1 - Схема привода и редуктора

 

Таблица 1

Усилие в канате F, кН	Скорость каната в V, м/с	Режим нагружения	Длительность работы под нагрузкой Lh, ч
11,3	0, 41	1	15000

Диаметр грузового каната

 

Диаметр каната определяется исходя из условий прочности с учетом коэффициента безопасности S, устанавливаемого для каждой категории режима (Гост 21354-87) по нормам ГОСГОРТЕХНадзора. Выбор коэффициента S выполняем по табл. 1. 3 [1]. Для грузовой лебедки с машинным типом привода, работающей по среднему режиму работы категории 1. S=6,0.

Подбор каната осуществляется по величине нагрузки:

 

F_р = S·F_к = 6·11300 = 67800 (Н) = 67,8 (кН)

 

Из условия: F ≤ [F], где [F] - предельное усилие, указываемое в таблице стандартов для канатов - ГОСТ 2688-80 и называемое: расчетное разрывное усилие, зависящее от диаметра каната d_к и предела временного сопротивления σ_в (рекомендуется σ_в = 1800…2000 МПа).

Для режима категории 1 диаметр каната можно определить по формуле

 

d_к ≈ 0,1 = 0,1 = 10,63 (мм)

 

Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р: 11,0-Г-В-Н-1860 ГОСТ 2688-80, d_к = 11,0 мм, F_р = 69 кН.

Диаметр и длина барабана

 

Диаметр барабана назначается по условию

D _б >(18-25) · d _к

с округлением полученного размера по 10-му стандартному ряду нормальных чисел.

 

D_б > (18-25) ·11,0 = (198-275) (мм)

 

Принимаем D_б = 250 мм

Длину барабана принимают в пределах

 

L_б=(1-2) ·D_б=(1-2) ·250=(250-500),

 

принимаем L_б = 300 мм.

Частота вращения барабана

 

Частота вращения барабана вычисляется по формуле:

 

n_б = = = 31,33» 31 (мин^-1)

Выбор электродвигателя

Передаточное отношение привода определяется из условия

 

i_пр = u_оп·i = n_эд/n_б

 

Мощность двигателя Р_эд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью Р соотношением

 

Р_эд ≥ 0,88∙Р,

 

где Р - мощность привода, определяемая по формуле:

Р = ,

 

V - скорость набегания каната на барабан, м/мин;

F_к - усилие на канате, Н.

Значение потерь мощности учитывается КПД, рассчитываемым по универсальной формуле:

 

,

 

где η_бар-КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения каната в контакте с барабаном. Обычно, η_бар=0,85…0,95 [1];

η_м-КПД в муфте, соединяющей вал электродвигателя и вал редуктора, принимаем η_м=1 [1].

 

-КПД двухступенчатого редуктора,

 

Где η_зац-КПД зацепления, учитывающий потери в зацеплениях зубчатых передач, принимаем η_зац=0,97…0,98 [1];

η_п-КПД подшипников, принимаем η_п=0,99 [1];

η_упл-КПД уплотнения, принимаем η_упл=1 [1];

η_МВ-КПД, учитывающий потери, связанные с разбрызгиванием масла, принимаем η_МВ=1 [1].

 

=0,95·0,9²·0,98=0,876

 

Найдем потребную мощность для выбора электродвигателя:

 

Р = = = 5,28 (кВт)

 

Найдем частоту вращения электродвигателя:

 

n_эд = n_б·u_пр = 31·(8... 25) = (248... 775) (об/мин)

 

Подберем по каталогу электродвигатель привода - АИР 132М8У3

ТУ16-525. 564-84. Мощность электродвигателя Р_эд = 5,5 кВт, номинальная частота вращения n_{эд ном} = 720 об/мин, диаметр вала электродвигателя d_эд = 38 мм, масса электродвигателя m_эд = 90 кг.

 

Рисунок 2 - Электродвигатель АИР 132М8У3

привод редуктор смазка электродвигатель

Момент на барабане лебедки

 

Вращающий момент на барабане лебедки

 

Т_бар= F_к·D_б/2 =11300·0,250/2 = 1412,5 (Н·м)

Эквивалентное время работы

 

Эквивалентное время работы назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам:

по таб. 8. 10 [2] определяем коэффициент µ_Н,

µ_Н = 0,5;

находим L_he по формуле:

 

L_he = µ_Н·L_h = 0,5·15000 = 7500 (час),

 

где L_{h -} заданный срок службы.

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

 

Заключение о работоспособности передачи

 

Передача считается работоспособной, если выполняются условия:

1) контактная выносливость поверхностей зубьев колес тихоходной передачи,

 

σ_НТ ≤ [σ_Н] _Т

σ_НТ =914,2 МПа ≤ [σ_Н] _Т= 955,35 МПа;

 

2) изгибная выносливость зубьев шестерни косозубой передачи,

 

σ_Fт ≤ [σ_F] _Т

σ_F1=183,53 МПа ≤ [σ_F] ₁=514,28 МПа

 

изгибная выносливость зубьев колеса косозубой передачи

 

σ_F2 = 169,42 МПа≤ [σ_F] ₁=514,28 МПа

 

В результате проведенного расчета получилось, что рабочие напряжение изгиба σ_F1,2 значительно меньше допустимых, но это вполне допустимо для закрытых зубчатых передач, так как нагрузочная способность этих передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.

Литература

 

1. Проектирование приводов с цилиндрическими редукторами: Методические указания к выполнению расчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»/Сост.: С. С. Прокшин, Б. А. Беляев, А. А. Сидоренко, В. А. Федоров, С. М. Минигалеев. - Уфа: УАИ, 2006. - 58 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1984. 336 с., ил.

.   Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

.   Анурьев В. И. Cправочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979. 559 с., ил.

Содержание

 

1. Исходные данные для РГР

1.1 Диаметр грузового каната

1.2 Диаметр и длина барабана

1.3 Частота вращения барабана

1.4 Передаточное отношение привода

1.5 Момент на барабане лебедки

1.6 Общее передаточное отношение

1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

1.8 Допускаемые контактные напряжения

1.8 Коэффициенты относительной ширины колес

1.9 Эквивалентное время работы

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ

2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора

2.3 Геометрический расчет передач редуктора

2.3.1 Косозубая передача I cтупени

2.3.2 Косозубая передача II ступени

3. Кинематический расчет редуктора

3.1 Статическое исследование редуктора

3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора

3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач

4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

4.1 Материалы, термическая обработка колес

4.2 Допускаемые контактные напряжения

4.3 Допускаемые напряжения изгиба

4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)

4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса

4.6 Заключение о работоспособности передачи

5. Конструирование валов редукторов привода

5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала

5.3 Подбор призматических шпонок

6. Конструирование элементов корпуса редуктора

Литература

 

Исходные данные для РГР

 

Рисунок 1 - Схема привода и редуктора

 

Таблица 1

Усилие в канате F, кН	Скорость каната в V, м/с	Режим нагружения	Длительность работы под нагрузкой Lh, ч
11,3	0, 41	1	15000

Диаметр грузового каната

 

Диаметр каната определяется исходя из условий прочности с учетом коэффициента безопасности S, устанавливаемого для каждой категории режима (Гост 21354-87) по нормам ГОСГОРТЕХНадзора. Выбор коэффициента S выполняем по табл. 1. 3 [1]. Для грузовой лебедки с машинным типом привода, работающей по среднему режиму работы категории 1. S=6,0.

Подбор каната осуществляется по величине нагрузки:

 

F_р = S·F_к = 6·11300 = 67800 (Н) = 67,8 (кН)

 

Из условия: F ≤ [F], где [F] - предельное усилие, указываемое в таблице стандартов для канатов - ГОСТ 2688-80 и называемое: расчетное разрывное усилие, зависящее от диаметра каната d_к и предела временного сопротивления σ_в (рекомендуется σ_в = 1800…2000 МПа).

Для режима категории 1 диаметр каната можно определить по формуле

 

d_к ≈ 0,1 = 0,1 = 10,63 (мм)

 

Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р: 11,0-Г-В-Н-1860 ГОСТ 2688-80, d_к = 11,0 мм, F_р = 69 кН.

Диаметр и длина барабана

 

Диаметр барабана назначается по условию

D _б >(18-25) · d _к

с округлением полученного размера по 10-му стандартному ряду нормальных чисел.

 

D_б > (18-25) ·11,0 = (198-275) (мм)

 

Принимаем D_б = 250 мм

Длину барабана принимают в пределах

 

L_б=(1-2) ·D_б=(1-2) ·250=(250-500),

 

принимаем L_б = 300 мм.

Частота вращения барабана

 

Частота вращения барабана вычисляется по формуле:

 

n_б = = = 31,33» 31 (мин^-1)

Передаточное отношение привода

 

Выбор электродвигателя

Передаточное отношение привода определяется из условия

 

i_пр = u_оп·i = n_эд/n_б

 

Мощность двигателя Р_эд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью Р соотношением

 

Р_эд ≥ 0,88∙Р,

 

где Р - мощность привода, определяемая по формуле:

Р = ,

 

V - скорость набегания каната на барабан, м/мин;

F_к - усилие на канате, Н.

Значение потерь мощности учитывается КПД, рассчитываемым по универсальной формуле:

 

,

 

где η_бар-КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения каната в контакте с барабаном. Обычно, η_бар=0,85…0,95 [1];

η_м-КПД в муфте, соединяющей вал электродвигателя и вал редуктора, принимаем η_м=1 [1].

 

-КПД двухступенчатого редуктора,

 

Где η_зац-КПД зацепления, учитывающий потери в зацеплениях зубчатых передач, принимаем η_зац=0,97…0,98 [1];

η_п-КПД подшипников, принимаем η_п=0,99 [1];

η_упл-КПД уплотнения, принимаем η_упл=1 [1];

η_МВ-КПД, учитывающий потери, связанные с разбрызгиванием масла, принимаем η_МВ=1 [1].

 

=0,95·0,9²·0,98=0,876

 

Найдем потребную мощность для выбора электродвигателя:

 

Р = = = 5,28 (кВт)

 

Найдем частоту вращения электродвигателя:

 

n_эд = n_б·u_пр = 31·(8... 25) = (248... 775) (об/мин)

 

Подберем по каталогу электродвигатель привода - АИР 132М8У3

ТУ16-525. 564-84. Мощность электродвигателя Р_эд = 5,5 кВт, номинальная частота вращения n_{эд ном} = 720 об/мин, диаметр вала электродвигателя d_эд = 38 мм, масса электродвигателя m_эд = 90 кг.

 

Рисунок 2 - Электродвигатель АИР 132М8У3

привод редуктор смазка электродвигатель

Момент на барабане лебедки

 

Вращающий момент на барабане лебедки

 

Т_бар= F_к·D_б/2 =11300·0,250/2 = 1412,5 (Н·м)