Расчет привода электрической лебедки

Эскизная компоновка редуктора  устанавливает расположение колес  червячной, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников), определяет расстояние L_б и L_т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента к открытой передачи и муфты на расстоянии l_оп и 1_м от реакции смежного подшипника.

Предварительно выбираем подшипники качения для каждого из валов  редуктора.

В качестве опор вала - червяка выбираем шариковые радиально - упорные типа 46308 ГОСТ 831-75 [9].

В качестве опор ведомого вала выбираем роликовые радиально - упорные конические типа 7513 ГОСТ 333-79 [9].

Основные  параметры выбранных подшипников  сводим в таблицу 1.2.

 

Таблица 1.2 - Основные параметры подшипников редуктора

Условное обозначение подшипника	Диаметр внутреннего кольца	Диаметр внешнего кольца	Ширина подшипника	Динамическая грузоподъемность	Статическая грузоподъемность	Осевой размер	Осевой размер	Серия
	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	T, мм	с, мм
46308	40	90	23	50,8	30,7	––	––	Средняя
7513	65	120	31	119	98	33	27	Легкая широкая

Схема установки  подшипников - в распор.

Чертим ступени валов на соответствующих  осях по размерам, вычисленных при  проектном расчете. Определяем дугу радиуса:

R = da_M2 / 2 + x;

R = 330/(2 +(-1)) = 330 мм.

Определяем  размер S: 
                                                            S = 0,2 • D,

где: D - диаметр внешнего кольца подшипникового узла быстроходного вала, D = 90;

S = 0,2 • 90 = 18 мм.

Чертим контуры подшипников  по размерам, приведенным в таблице 1.2.

Определяем расстояния 1_Б и l_т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов. Радиальную реакцию R подшипника считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта внешнего кольца и тела качения подшипника с осью вала: 1_Б = 323,2 мм, l_т = 144 мм.

Определяем точки приложения консольных сил:

Силу давления ременной передачи F_оп принимаем приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии l_оп = 84,4 мм от точки приложения реакции смежного подшипника.

Силу давления муфты F_м принимаем приложенной в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии l_М = 114 мм от точки приложения реакции смежного подшипника.

 

 

 

4 Расчет клиноременной передачи

4.1 Проектный расчет клиноременной передачи

Выбираем  сечение ремня:

В зависимости от мощности Р_ном = 4 кВт и частоты вращения n_ном = 935 мин^-1 выбираем тип сечения по номограмме [9] - клиноременной нормального сечения А. По выбранному типу ремня, согласно значению максимального крутящего момента, выбираем диаметр ведущего шкива: d₁ = 90 мм [9].

Определяем  диаметр ведомого шкива [3]:

d₂ = d₁ · u · (1 – ε), мм,

где:   u – передаточное число открытой передачи, u_опф=1,53;

ε – коэффициент скольжения, ε = 0,01…0,02 принимаем ε = 0,01.

d₂ = 90 · 1,53 · (1 – 0,01) = 136,3 мм.

Полученное  значение округляем до стандартного [9] принимаем d₂=140мм.

Определяем  фактическое передаточное число  и проверяем его отклонение от заданного [3]:

;     =1,57.

 ≤ 3%;  % < 3%.

Условие выполняется.

Уточняем предыдущее значение межосевого расстояния [3]:

а ≥ 0,55 · (d₁ + d₂) + h, мм,

где:    h – высота сечения клинового ремня [9], h = 8 мм;

а ≥ 0,55 · (90 + 140) + 8;  

а ≥ 134,5 мм;

Принимаем: а = 135 мм.

Определяем  расчетную длину ремня [2]:

, мм;

 мм.

Полученное  значение l_р, мм принимаем из стандартного ряда чисел в примечаниях 2 [9]. Принимаем l_о = 710 мм.

Уточняем  величину межосевого расстояния по стандартной длине ремня [2]:

, мм;

=180 мм.

Определяем  величину угла обхвата ведущего шкива ремнем [2]:

α₁ = 180˚ – 57˚ ·

≥ 120˚;

α₁ = 180˚ – 57˚ ·

≥ 120˚;

α₁ = 164˚ > 120˚.

Условие выполняется.

 Определяем скорость ремня [3]:

, м/с;

где:    n_ном – частота вращения ведущего шкива, мин^-1, n_ном=935мин^-1;

[v] – допустимая скорость, м/с; для нормальних клинових ремней [v] = 25 м/с [3];

 м/с < 25 м/с.

Определяем  частоту пробегов ремня [3]:

,

где:    [U]– допустимая частота пробегов, [U] = 30 с^-1;

< 30 с^-1.

  Определяем допустимую мощность:

Допустимая  мощность, передаваемая одним клиновым ремнем [3]:

  [Р_п] = [Р₀] · С_р · С_α · С_l · С_z, кВт,

где:    [Р₀] – допустимая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым     ремнем [9], [Р₀] = 0,71 кВт;

С_α – коэффициент угла обхвата α на меньшем шкиве [9], С_α = 0,89;

С_р – коэффициент динамической нагрузки и длительности работы [9], С_р=0,8;

С_l – коэффициент влияния отношения расчетной l_р длины ремня к базовой lо [9], С_l = 0,95;

= 0,89;

C_z – коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи,

C_z =0,9;

[Р_п] = 0,71 · 0,8 · 0,89 · 0,95 · 0,9= 0,43 кВт.

Определяем  необходимое количество клиньев поле клинового ремня [2]:

,

где:    Р_ном – номинальная мощность двигателя, кВт;

  [Р_п] – допустимая мощность, которая передается ремнями, кВт;

= 9,3.

Вычисленное значение округляем до целого в большую  сторону, принимаем z = 10.

  Определяем силу предварительного натяжения ремня [3]:

Для одного клинового ремня:

, Н;

 Н.

Определяем  круговую силу, передаваемую комплектом клиновых ремней [3]:

, Н;  

 Н.

Определяем  силы натяжения ведущей и известной звеньев ремня [3]:

, Н;   Н;

, Н;   Н.

Определяем силу давления на вал [3]:

Для комплекта клиновых ремней:

F_вп = 2 · F₀ · z · Sin

, Н;   

F_вп = 2 · 103,1 · 10 · 0,94 = 1938,3 Н.

 

  4.2 Проверочный расчет клиноременной передачи

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви [2]:

σ_max = σ_l · σ_i · σ_v ≤ [σ]_p, Н/мм²,

где:    σ_l – растягивающее напряжение, Н/мм²;

для клинового ремня:        , Н/мм²,

где:    А – площадь  сечения ремня, мм²,   А = 0,81 мм²;

= 183,4 Н/мм².

σ_і – напряжение изгиба, Н/мм²;

для клинового ремня:         ,

где:    Е_і – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Е_і = 80 Н/мм²;

h – высота сечения клинового ремня, h = 8 [9];

 

= 7,1 Н/мм²;

σ_v – напряжение от центробежных сил, Н/мм²:

σ_v = ρ · v · 10^-6, Н/мм²,

где:    ρ – плотность материала ремня, ρ = 1250 кг/м³;

σ_v = 1250 · 4,4 · 10^-6 = 0,0055 Н/мм²;

σ_max = 183,4 · 7,1 · 0,0055 = 7,16 Н/мм² < [σ]_р = 10 Н/мм²;

Условие σ_max ≤ [σ]_р выполняется.

5 Проверочный расчет подшипников качения

Определяем  направление усилий в затронутых передачах и составляем схему нагрузки передачи:

Рисунок 1.1 - Схема нагрузки валов червячного редуктора с верхним расположением червяка

Определяем силы в зацеплении [1]:

Окружная  сила на червяке:

, Н.

Окружная сила на колесе:

, Н.

где:   Т₁ и Т₂ – крутящие моменты на быстроходном и тихоходном валах редуктора, Н·м;

d₁, d₂ – делительные диаметры червяка и колеса червячной передачи соответственно, мм;

Н;      

Н.

Радиальная сила на червяке:  F_r1 = F_r2, Н.

Радиальная сила на колесе:      F_r2 = F_t2 · tgα, Н,

         где:    α = 20˚

F_r1 = F_r2 = 4661,2 · tg20˚ = 4661,2 · 0,364 = 1696,7 Н.

Осевая  сила на червяке:     F_a1 = F_t2 = 4661,2 H.

Осевая  сила на колесе:     F_a2 = F_t1 = 1177 Н.

Выбираем подшипники вала червяка:

В качестве опор быстроходного вала принимаем подшипники шариковые

радиально-упорные средней серии типа 46308 ГОСТ 831-75 [9]:

 

Таблица 1.3 - Основные параметры подшипников вала червяка

Условное обозначение подшипника	Диаметр внутреннего кольца	Диаметр внешнего кольца	Ширина подшипника	Динамическая грузоподъемность	Статическая грузоподъемность
	d, мм	D, мм	B, мм	C, Кн	C0, Кн
46308	40	90	23	50,8	30,7

 

Схема расположения подшипников на валу - червяке приводится на рисунке 1.2, а силовая схема ведущего вала - на рисунке 1.3

Рисунок 1.2 - Схема расположения подшипников на валу - червяке

Рисунок 1.3 - Силовая схема ведущего вала

Находим смещение точек приложения опорных реакций [3]:

а = 0,5 · [В + 0,5 · (D + d) · tgα], мм,

                где:    α = 26˚ – для подшипника типа 46308 [9];

а = 0,5 · [23 + 0,5 · (90 + 40) · tg26˚] = 27,3 мм.

 Определяем радиальные реакции подшипников:

Составляем  уравнения равновесия:

  

Составляем уравнения моментов:

     где:    l₁ = L₁ – a, мм;

   l₂ = L₂ – a, мм;

   l₃ = L₃ + a, мм;

   L₁ = L₂ = L_б/2 = 360/2 = 180 мм;

   L₃ = 93,3;

   l₁ = 180 – 27,3 = 152,7 мм;

  l₂ = 180 – 18,4 = 152,7 мм;

 l₃ = 93,3 + 27,3 = 120,6 мм.

Из уравнений определяем величину радиальных составляющих опорных реакций. Размер консольной силы равен силе давления на опоры, полученнего при расчетах ременной передачи F_k1 = F_ВП = 1938,3 Н.

, Н;

  – 85,2 Н.

, Н; = – 3292,2 Н.

, Н;   

– 1611,5 Н.

, Н;

    176,9 Н.

Выполняем проверку по уравнениям равновесия:  

–176,9 – 1177 +3292,2 – 1938,3 = 0

–1611,5 + 1696,7 – 85,2 = 0

Вычисляем величину суммарных радиальных реакций:

 

, Н;  

1621,2 Н.

,Н;  

3293,3 Н.

Определяем  осевые составляющие опорных реакций [3]:

R_sA = e ·R_rA, Н;