Привод однобарабанной лебедки

 

привод редуктор шестерня колесо

 

Ведущий вал

 

Ведомый вал

Рисунок 2 – Эскизы валов редуктора

 

4 Расчет цепной передачи

Выбираем  приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке 

T₃=T₂=

Передаточное  число было принято ранее

u_ц=4

Число зубьев: ведущей звездочки 

z₃=31-2u_ц=31-8=23;

ведомой звездочки

z₄= z_3uц=234=92.

Тогда фактическое

 

Расчетный коэффициент  нагрузки

K_э=,

Где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; - учитывает расстояние межосевого расстояния; - учитывает влияние угла наклона линии центров; - при периодическом регулировании натяжения цепи; - при непрерывной смазке; - учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе

 

Для определения  шага цепи надо знать допускаемое  давление [р] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной [р] следует задаваться ориентировочно.

 Ведущая  звездочка имеет частоту вращения 

 

Среднее значение  допускаемого давления при  n200 об/мин [р] = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (m = 1)

 

Подбираем по табл. 7.15 цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568 -75,. имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q 60 кН; массу q = 2,6 кг/м; А_оп = 179,7 мм².

Скорость  цепи

.

Окружная  сила

 

Давление  в шарнире проверяем по формуле

.

Уточняем  по табл. 7.18 допускаемое давление [р] =  22 [1 + 0,01 (z₃ - 17)] = 22 [1+ 0,01 (23 - 17)] = 23,32 МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 22 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при n = 300 об/мин и t = 25,4 мм.

Определяем  число звеньев цепи по формуле

 

где z_∑=z₃+z₄=23+92=115; ∆=

Тогда

 

Уточняем  межосевое расстояние цепной передачи по формуле

=

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на 12710,004

Определяем  диаметры делительных окружностей  звездочек

 

 

Определяем  диаметры наружных окружностей звездочек, где

d₁ = 15,88 мм — диаметр ролика цепи

 

 

Силы, действующие  на цепь:

окружная Fm = 2386 Н — определена выше;

 где q=2,6 кг/м;

от провисания

где k_f=6.

Расчетная нагрузка на валы

284=3404 H.

Проверяем коэффициент запаса прочности  цепи

 

Это больше, чем нормативный коэффициент  запаса [s] 8,9 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки d_ст = 1,6 • 40 = 64 мм; l_ст = (1,21,6) 40 = 4864 мм; принимаем 1_ст = 60 мм; толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 • 15,88 мм, где В_вн — расстояние между пластинками внутреннего звена.

Размеры ведомой звездочки:

ступица звездочки 

d_ст = 1,6 ,

где

d_ст = 1,6=88 мм;

 l_ст = (1,21,6) 55 = 6688 мм; принимаем 1_ст = 85 мм; толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 • 15,88 мм.

 

5 Конструктивные размеры шестерни, колеса

 

Шестерню  выполним за одно целое с валом

80мм

 84мм

50 мм

 

Колесо кованое

280 мм

284 мм

45 мм

Диаметр ступицы:

 

d_ст=1,6·d_k1=1,6·60=96 мм.

 

Длина ступицы:

 

l_ст=(1,2÷1,5)·d_k1=72÷90 мм.

Примем l_ст=80 мм

Толщина обода:

 

δ₀=(2,5÷4)·m=(2,5÷4)·2=5÷8 мм.

Принимаем δ₀=8 мм

Толщина диска

.

 

 

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса и крышки

мм,

 

Принимаем 8мм, 8мм

Толщина фланцев  поясов корпуса и крышки

Толщина фланцев пояса  корпуса и пояса крышки:

- верхнего пояса корпуса  и пояса крышки 

b=2δ=1,5·8=12 мм; b₁=2δ₁=1,5·8=12 мм,

- нижнего пояса корпуса

p=2,35· δ=2,35·8=19 мм, принимаем р=20 мм.

 

Диаметр болтов:

- фундаментальных ,  принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к  корпусу у подшипников  принимаем болты с резьбой М16;

- соединяющих крышку с корпусом

принимаем резьбу М12

 

7 Проверка долговечности подшипника

Проверим, удовлетворяют ли, предварительно намеченные нами подшипники, условиям эксплуатации.

Проверка  ведется для каждого из валов  редуктора.

Проверочный расчет ведущего вала:

Вал несет нагрузки возникающие  в следствии зубчатого зацепления, а так же консольную нагрузку, возникающую в следствии давления цепной передачи на выходной конец вала. Направление сил, а так же габаритные размеры вала предоставлены на рисунке 3.

 

Рисунок 3 – Расчетная схема ведущего вала

 

Определим реакции  опор:

В плоскости xz:

 

 

 Н м,

Проверим правильно ли найдены реакции:

 

∑F_X =0,

1004+1832 -1197-1639=0.

 

Решения найдены правильно.

 

Для плоскости yz:

 

 

 

Проверим:

∑F_Y =0,

596-298-298=0.

Условие выполнено.

Найдем суммарные  реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной  опоре 1.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 310: С=65,8 кН, С₀=36кН, d=50мм, D=110мм, В=27 мм.

Найдем  эквивалентную нагрузку:

 

P_э=(XVP_r1V+YP_a)K₆K_T,

 

где V- коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;

K_Б- коэффициент нагрузки, в зависимости от условий эксплуатации,K_Б=1;K_T – температурный коэффициент,K_T=1, P_a=F_t.

 

С учетом принятых коэффициентов эквивалентная  нагрузка:

Расчетная долговечность, млн. об:

 

 

Найденная долговечность приемлема.

 

Проверочный расчет ведомого вала:

Рисунок 4 –  Расчетная схема ведомого вала

 

Определим реакции опор:

В плоскости xz:

 

Проверим правильно ли найдены реакции:

 

∑F_X =0,

3404+3357-1639,6-5122=0.

Решения найдены  правильно.

 

Для плоскости yz:

 

 

 

Проверим:

∑F_Y =0,

596-298-298=0.

Условие выполнено.

Найдем суммарные  реакции:

Подбираем подшипник  по более нагруженной опоре 3.

Намечаем  радиальные шариковые подшипники 310: С=65,8 кН, С₀=36кН, d=50мм, D=110мм, В=27 мм.

Найдем  эквивалентную нагрузку:

 

P_э=(XVP_r3V+YP_a)K₆K_T,

 

где V- коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;

K_Б- коэффициент нагрузки, в зависимости от условий эксплуатации,K_Б=1;K_T – температурный коэффициент,K_T=1.

 

С учетом принятых коэффициентов эквивалентная  нагрузка:

Расчетная долговечность, млн. об:

 

 

Найденная долговечность приемлема

 

8 Проверка прочности  шпоночных соединений

 

Шпонки  призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов  и длинны шпонок – по ГОСТ 23360-78.

Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения  смятия и условие прочности:

 

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см]=100÷120 МПа, при чугунной [σ_см]=50÷70 МПа.

 

Ведущий вал:

d_в1=38 мм; bxh=12x8 мм; t₁=5 мм; l=40 мм; 64,56·10³ Н·мм:

 

Условие выполнено.

 

Ведомый вал:

d_в2=40 мм; bxh=12x8 мм; t₁=5 мм; l=50 мм; 222,36·10³ Н·мм:

 

Условие выполнено.

 

 9 Уточненный расчет валов

Рисунок 5 –  Эпюра нагружения ведущего вала

 

Рисунок 6 –  Эпюра нагружения ведомого вала

 

Уточненный  расчет валов состоит в определении  коэффициентов запаса прочности  Sдля опасных сечений в сравнении с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S≥[S].Будем производит расчет для опасного сечения зубчатого колеса.

Из эпюры  крутящих моментов:

_{Из  эпюры изгибающих моментов:}

_{Момент  сопротивления кручению:}

_{При d=40 мм, b*h=12*8мм, t1=5мм момент сопротивления кручению равен:}

_{Момент  сопротивления изгибу:}

 

_{Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений:}

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

 

 _{Коэффициент запаса прочности  по нормальным напряжениям:}

_{Коэффициент запаса прочности  по касательным напряжениям:}

_{Подставив данные, получим:}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения А-А:}

_{т.е условие прочности выполнено.}

 

10 Выбор муфты

 

Типоразмер  муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента

 

 

где k- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации

Примем T_ном=T_I=968·10³ Н·мм; k=1,2;d=38мм; [T]=1000 Н·м Тогда:

 

Выбираем  согласно ГОСТ 21424-75 муфту упругую  втулочно-пальцевую 1 исполнения 1 типа.

 

11 Выбор сорта масла

 

Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

 

V=0,25·6,74=1,685 дм³.

 

При контактных напряжениях  =348,73 МПа и скорости v=3,9м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10^-6 м²/c. Принимаем масло индустриальное И-30А.

Камеры  подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через  пресс-масленки.

 

 

12 Выбор посадок основных  деталей

 

В соответствии с рекомендациями выбираем посадки  следующих соединений:

Посадки крышек подшипников качения  отклонения внутренних колец подшипников качения на валы k6,отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников качения Н7;

Посадки распорных колец на вал 

Шпонка  на вал  ; Шпонка в ступицу ;