Проектирование привода грузоподъемной машины - Курсовая работа

Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,73 м/с. 1) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор и муфты. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения до требуемой величины.2 Схема привода барабана V-скорость наматывания каната на барабан, V=0,73 м/с Режим работы - 3 (ГОСТ21354-87)1) Расчет эквивалентного времени работы редуктора. 2) Диаметр каната: 3) Диаметр барабана: е=18 Округляем до стандартного значения Dб = 120 мм 4) Частота вращения барабана: nб6) Определение крутящего момента на барабане 7) Определение крутящего момента на колесе тихоходной передачи 8) Выбор электродвигателя по мощности и частоте. Выбираю стандартный электродвигатель 100L2/2850 Р=5,5КВТ74 Выбор оптимального варианта компоновки редуктора 4 Выбор наиболее оптимального варианта компоновки редуктораСтроим график зависимости V и m от количества вариантов (рис. Руководствуясь условием наибольшей компоновки редуктора, а также наименьшей его массы, выбираем оптимальный вариант компоновки редуктора-вариант 3. 5 Статическое исследование редуктора 5.1 Определение крутящих моментов Крутящий момент на колесе тихоходного вала Крутящий момент на колесе промежуточного валаНа шестерне и колесе быстроходной передачи На шестерне и колесе тихоходной передачи d1Т 1Т Т 6 104 6 Векторы сил, действующих на шестерни и колеса.Осевая сила на шестерне и колесе тихоходной передачи Окружная сила на шестерне и колесе быстроходной передачи Радиальная сила на шестерне и колесе быстроходной передачи Осевая сила на шестерне и колесе быстроходной передачи а2Б Число зубьев: Шестерни 1б 15 zНачальный диаметр мб cos б Шестерни d w Колеса dw2б Шестерни 1б 0 мм x Колеса da2б d2б 2(h* x2б ) m 169,07 2 ? (1 0) ? 2 = 173,07 мм a Диаметр окружности впадинУгол наtrial линии зуба: a 1 a cos T MT Модуль торцовый m Шестерни d w Колеса dw2T Колеса da2T d2T 2(h* x2) MNT 203,61 2 ? (1 0) ? 2,5 = 208,61 мм a Диаметр окружности впадинРасчетное значение контактного напряжения: H 1.18ZH Епр KH = 1,13-коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями; ZH KH cos2 1,13 ? cos2 14,07 / 1,612 2 = 0,812 - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям; KH 1,1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий и зависит от bdKA 1 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; 1,1 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую 1,3 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; KF 1,35 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;Y 1 1 / 1,612 = 0,62 - коэффициент, учитывающий влияние торцового Эквивалентное число циклов нагружений: NHE KHE N ; N 60 c n t с - число зацеплений, в которое входит зуб за один оборот; с=1; n - частота вращения;Так как расчетное значение контактного напряжения H = 587,383 МПА получилось меньше допустимого [H ], то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.6.5 Расчет допускаемых напряжений изгиба m KFE - коэффициент эквивалентности, выбирается, в зависимости от вида термообработки и режима работыКоэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: ] Так как расчетные значения напряжений изгиба 118,5999 МПА и F 105,326 МПА получились меньше соответствующих допускаемых, то условие прочности выполняется для напряжений изгиба.Примем dп = 25 мм Примем DБП 30 мм Выбираем подшипник 205 ГОСТ 8338-75 - шарикоподшипник радиальный однорядныйТихоходный вал: 1/3 d (5...6)3 T (5…6) ? 338 = 34,8…41,8 мм Примем d = 40 мм10 Векторы сил, воздействующих на вал, в плоскости X-YОпределяем реакции в опорах по оси Y - R3y Ft1Т Ft2Б-R4y = 0 = (977,05 ? 31,5 3421,86 ?(31,5 45)) / (31,5 45 42,5) = 2458,4 H R3y =Ft1Т Ft2Б-R4y = 3421,86 977,05 - 2458,4 = 1940,51 Н Определяем реакции в опорах по оси ZТребуемый ресурс: Lh8 Уточненные расчеты промежуточного вала на прочность.27

Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости (рис.13)

1) 0 х1 31,5 Mz(х) = R3Z?х Mz(0) = 0

Mz(43,2) = - 182,24 ? 31,5/1000 = -5,7 Нм

2) 0 х2 45

Mz(х) = R3Z?(31,5 х2) - Fr1Б?х2 Fa2Б?D2Б

2

Mz(0) = - 182,24?31,5/1000 244,87?169/(2*1000) = 15 Нм

Mz(35) = -182,24?(31,5 45)/1000-366,61?45/1000 244,87?169/(2*1000) = = -9,8 Нм

3) 0 х3 42,5 Mz(х) = - R4z?х4 Mz(0) = 0

Mz(46,5) = - 735,12?42,5/1000 = -31,3 НмРис.13 Эпюры изгибающих моментов в плоскости X-Y29

3) 0 х3 42,5Нм

M (0) 0

M (42,5) ( 104,5)2 ( 31,3)2 109 Нм

Рис.14 Эпюры суммарных изгибающих моментов8.2 Расчет на статическую прочность Определение моментов сопротивления: Для шпоночного паза: Осевой момент сопротивления: W d3 bh(2d h)2Определение напряжений в местах расположения: - шпоночного паза; Где M ,T,F суммарный изгибающий момент, крутящий моме

Содержание

1 Введение....................................................................................................................4 2 Исходные данные.....................................................................................................5 3 Подготовка данных для ввода в ЭВМ .................................................................6 4 Выбор оптимального варианта компоновки редуктора.....................................9 5 Статическое исследование редуктора..................................................................11 5.1 Определение крутящих моментов...............................................................11

5.2 Кинематический расчет................................................................................11 5.3 Определение сил в зубчатых передачах.....................................................12

6 Расчет зубчатых передач.......................................................................................13 6.1 Геометрические параметры зубчатых передач..........................................13 6.2 Определение контактного напряжения ......................................................13 6.3 Определение напряжений изгиба................................................................17 6.4 Расчет допускаемых напряжений контакта................................................18 6.5 Расчет допускаемых напряжений изгиба ...................................................20

7. Выбор и расчет подшипников качения...............................................................21 7.1 Первоначальная проработка валов..............................................................21 7.2 Расчет подшипников промежуточного вала на грузоподъемность.........24

8 Уточненные расчеты промежуточного вала на прочность................................27 8.1 Расчет на прочность промежуточного вала ...............................................27 8.2 Расчет на статическую прочность...............................................................31

9 Определение длины шпонки на промежуточном валу в месте посадки колеса...........................................................................................................34 10 Определение размеров корпусных деталей.......................................................35 11 Подбор системы смазки.......................................................................................40 Список литературы ...................................................................................................41

Приложение: Эскизы стандартных деталей

2042.10.92.20.000ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата

Лист

3

Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,73 м/с.

Привод грузоподъемной машины (лебедки) (рис. 1) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт. Подъем груза осуществляется тросом, который наматывается на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор и муфты. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения до требуемой величины.

Рис. 1 Схема привода барабана

Редуктор состоит из быстроходной и тихоходной косозубой передачи .

Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.

Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.