Привод механизма передвижения мостового крана

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Условия эксплуатации машинного агрегата

Работа в одну смену, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены tc = 8 ч. Кран устанавливается на открытой площадке.

Срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяется по формуле

Lh = 365*LгKгtcLcKc ,

где Lг — срок службы привода, лет; Кг — коэффициент годового использования,

Кг=

Число дней работы в году

=

2012

= 0. 657,

365

365

(Число дней работы в году = Число дней работы в месяц * 12);

tc — продолжительность смены, ч; Lc — число смен; Кс — коэффициент сменного использования,

Кс=

Число часов работы в смену

=

6

= 0. 75.

tc

8

Таким образом ресурс привода равен:

Lh = 36 570. 657 810. 75 = 10 072 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата — 15% ресурса. Тогда

Lh = 83 930,85 = 8561 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 8600 ч.

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата.

Место установки

Lг

Lc

tc

Lh, ч

Характер нагрузки

Режим работы

на открытой площадке

7

1

8

8600

маломеняющаяся

реверсивный

Определение мощности и частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт:

Ppм=

Т

=

Т2v

=

1,320,06

= 0. 52 кВт.

D

0,3

где T, кНм — момент сопротивления вращению;, рад/с — угловая скорость тягового органа рабочей машины; v, м/с, — скорость поворота;

D, м — диаметр колонны.

2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

= зпопмпкпс

где зп, оп, м, пс — коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора), открытой передачи, муфты и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей Машины одна пара подшипников).

Значения КПД передач и подшипников:

зп =

0,85

оп =

0,94

м =

0,98

пс =

0,98

(3 пары)

= 0,850,940,980,983= 0,74

3. Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:

Рдв=

Ррм

=

0,52

= 0.7 кВт.

0,74

4. Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт.

Рном Рдв,

т.о. получаем, что Рном = 0,75 кВт.

5. Выбираем тип двигателя.

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 0,75 кВт.

Данному значению номинальной мощности Рном соответствует несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины, и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

Применим для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант

Тип двигателя

Номинальная мощность

Рном, кВт

Частота вращения, об/мин

синхронная

при номинальном режиме пном

1

2

3

4

4АМ90LА8УЗ

4АМ80А6УЗ

4АМ71В4УЗ

4АМ71А2УЗ

0,75

0,75

0,75

0,75

750

1000

1500

3000

700

915

1390

2840

Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины прм, об/мин:

v=

Dпрм

, следовательно,

601 000

прм=

60 1000v

=

6 010 000,06

= 3,82об/мин

D

300

где v — скорость тягового органа, м/с; D — диаметр колонны, мм.

2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя.

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя пном к частоте вращения приводного вала рабочей машины прм при номинальной нагрузке:

и=

пном

=

пном

прм

3,82

3. Определить передаточные числа ступеней привода.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так, чтобы

и = изп иоп

где и, изп, иоп — соответственно передаточные числа привода, редуктора и открытой передачи.

Выбираем передаточное число редуктора изп = 25. Оставляем его постоянным, изменяя передаточное число открытой передачи:

иоп=

и

=

и

изп

25

Передаточное число

Варианты

1

2

3

4

Общее для привода

Цилиндрической зубчатой передачи

Червячного редуктора

183

7,32

250

240

9,6

250

364

14,56

250

744

29,76

250

4. Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:

а) четвертый вариант (и =744 пном = 280 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством червячного редуктора и цилиндрической зубчатой передачи из-за большого передаточного числа всего привода;

б) первый вариант (и =183; пном = 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения;

в) в третьем варианте (и = 364, пном=1390 об/мин) получилось большое значение передаточного числа цилиндрической зубчатой передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: и =240; пном=915 об/мин. Здесь передаточное число цилиндрической зубчатой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости поворота крана и таким образом получить среднее приемлемое значение.

5. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала крана:

прм = прм/100 = 3,824/100 = 0,163 об/мин.

6. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала крана, приняв прм = - 0,03 об/мин:

[прм] = прм + прм = 3,82 — 0,16 = 3,66 об/мин;

отсюда фактическое передаточное число привода

иф=

пном

=

915

= 250;

[прм]

3,66

передаточное число цилиндрической зубчатой передачи

иоп=

иф

=

250

= 10.

изп

25

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ80А6УЗ (Рном = 0,75 кВт, пном = 915 об/мин); передаточные числа: привода и = 250, редуктора изп = 25, цилиндрической зубчатой передачи иоп=10.

Определение силовых и кинематических параметров привода

Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме: двмзпопрм.

Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения пном при установившемся режиме.

Расчетная мощность на валу двигателя:

Рдв = 0,75 кВт

Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора:

Р1 = Рдвмпс = 0,750,980,98 = 0,72 кВт

Расчетная мощность на тихоходном валу редуктора:

Р2 = Р1зппс = 0,720,850,98 = 0,60 кВт

Расчетная мощность на приводном валу рабочей машины:

Ррм = Р2оппс = 0,600,940,98 = 0,55 кВт

Угловая скорость вала двигателя:

ном =

пном

=

915

= 95,8 1/с

30

30

Угловая скорость быстроходного вала редуктора:

1 = ном = 95,8 1/с

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

2 =

1

=

95,8

= 3,83 1/с

изп

25

Угловая скорость приводного вала рабочей машины:

рм =

2

=

3,83

=0,38 1/с

иоп

10

Частота вращения вала двигателя:

пном = 915 об/мин

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

п1 = пном = 915 об/мин

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

п2 =

п1

=

915

= 36,6 об/мин

изп

25

Частота вращения приводного вала рабочей машины:

прм =

п2

=

36,6

=3,66 об/мин

иоп

10

Вращающий момент на валу двигателя:

Тдв =

Рдв

=

750

= 7,9 Нм

ном

95,3

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

Т1 = Тдвмпс = 7,90,980,98 = 7,59 Нм

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Т2 = Т1иопзппс = 7,59 200,850,98 = 126,4 Нм

Вращающий момент на приводном валу рабочей машины:

Трм = Т2оппс = 126,4100,940,98 = 1164 Нм

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ80А6УЗ

Рдв = 0,75 кВт пном = 915 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

закрытая (редуктор)

открытая

двигателя

редуктора

приводной рабочей машины.

быстроходный

тихоходный

Передаточное число и

25

10

Расчетная мощность

Р, кВт

0,75

0,72

0,60

0,55

Угловая скорость

, 1/с

95,8

95,8

3,83

0,38

КПД

0,85

0,94

Частота вращения

п, об/мин

915

915

36,6

3,66

Вращающий момент Т, Нм

7,9

7,59

126,4

1164

Выбор материалов зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений

1. Для червячной передачи

Выбираем материал зубчатой передачи.

а) Для червяка выбираем сталь марки 40ХН,

Механические характеристики стали 40ХН:

твердость 269… 302 НВ2,

термообработка -- улучшение,

Dпред =200 мм

б) Для червячного колеса выбор материала зависит от скорости скольжения:

где Т2 — вращающий момент на валу червячного колеса, Нм; 2 — угловая скорость тихоходного вала, 1/с; изп -- передаточное число редуктора.

Определение допускаемых контактных []H и изгибных []F напряжений

где KFL — коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

Где N — число циклов нагружения зубьев за весь срок службы — наработка:

Следовательно:

Механические характеристики материалов червячной передачи.

Элемент передачи

Марка материала

Dпред

мм

Термообработка

HRCэ

В

Т

-1

[]H

[]F

Способ отливки

Н/мм2

Червяк

40ХН

200

улучшение

28,5

920

750

420

-

-

Колесо

БрА10Ж4Н4

-

в кокиль

-

650

430

-

198

36

1. Для открытой цилиндрической передачи

Выбираем материал зубчатой передачи.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB1 назначается больше твердости колеса НВ2

а) Для шестерни выбираем сталь марки 45, твердость 350HB1; для колеса сталь марки 45Л, твердость 350HB2. Разность средних твердостей

НВ1ср — НВ2ср = 20…50.

б) Механические характеристики стали 45 (для шестерни):

твердость 235… 262 НВ1, термообработка -- улучшение, Dпред =125 мм;

Механические характеристики стали 45Л (для колеса):

твердость 207… 235 НВ2 ,

термообработка — улучшение,

Sпред = 200 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

НВ1ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

НВ2ср = (207 + 235)/2 = 221.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []Н1 и колеса []Н2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KHL,

где NHO — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N--число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

N = 573Lh.

где — угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh — срок службы привода (ресурс), ч.

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1 = 5731 Lh. = 5733,838 600 = 29106 циклов

для колеса: N2 = 5732 Lh. = 5730,388 600 = 2,9106 циклов

Число циклов перемены напряжений NHO, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 интерполированием:

для шестерни NHO1 = 16,3106 циклов

для колеса: NHO2 = 12,7106 циклов

Так как N1 > NH01, то коэффициент долговечности

KHL1 = 1,

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений NHO:

для шестерни []HO1 = 1,8НВ1ср+67 = 1,8248,5+67 = 514 Н/мм2;

для колеса []H02 = 1,8НВ2ср+67 = 1,8221+67 = 467 Н/мм2.

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []H1HL1[]HO1 = 1514 = 514 Н/мм2;

для колеса []Н2 = КHL2[]HO2 = 1,28 467 = 598 Н/мм2.

Так как НВ1ср-НВ2ср = 248,5−221 = 37,5, то передача рассчитывается на прочность по меньшему значению []H, т. е. по менее прочным зубьям: []Н = 514 Н/мм2. Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []F1 и колеса []F2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1 = 29106 циклов,

для колеса N2 = 2,9106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0=4106 для обоих колес.

Так как N1 > NFO1, то коэффициент долговечности KFL1 = 1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NFO:

для шестерни []FO1 = l, 03 HB2cp = l, 3 248,5 = 256 Н/мм2;

для колеса []F02 = l, 03 HB2cp = l, 3 221 = 228 Н/мм2.

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни []F1 = KFL1 []FO1 = l256 = 256 Н/мм2;

для колеса []F2 = KFL2 []FO2 = 1,5 228 = 239 Н/мм2.

Механические характеристики материалов цилиндрической зубчатой передачи.

Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термооб-работка

HBср

[]Н

[]F

Sпред

Н/мм2

Закрытая цилиндрическая косозубая передача

Шестерня

45

125

У

248,5

514

256

Колесо

45Л

200

У

221

598

239

Расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчет

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние aw, мм:

где

а) Т2 — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

б) []H — допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/мм2

Полученное значение межосевого расстояния aw округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: aw = 100 мм.

2. Выбираем число витков червяка z1 = 2.

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z2 = z1. uЗП = 225 = 50

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m = 1,575aw/z2 = 3,15 мм

5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка

q = 0,25z2 = 0,2550 = 12,5

6. Определяем коэффициент смещения инструмента х:

x = (aw /m)-0,5(q+z2) = 100/3,15−0,5(12,5+50) = 0,5

7. Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение и от заданного и:

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:

aw= 0,5m (q+z2+2х) = 0,53,15(12,5+50+20,5) = 100 мм

9. Определяем основные геометрические размеры передачи, мм.

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр d1 = qm= 12,53,15 = 40 мм;

начальный диаметр dwl=m (q+2x) =3,15(12,5+20,5) = 43 мм;

диаметр вершин витков dа1 = d1+2m = 40+23,15 = 46,3 мм;

диаметр впадин витков df1 = d1 -2,4m = 40−2,4 3,15= 32,4 мм; z

делительный угол подъема линии витков

длина нарезаемой части червяка

где х — коэффициент смещения. С = 0; т.к. х 0

б) Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр d2 = dw2 = mz2 = 3,1550 = 157,5 мм;

диаметр вершин зубьев dа2 = d2+ 2m (1+х) = 157,5+231,5 = 167 мм;

наибольший диаметр колеса

диаметр впадин зубьев df2 = d2 -2т (1,2-х) = 157,5−23,150,7 = 153 мм;

ширина венца: b2 = 0,355aw = 0,355 100 = 35,5 мм

принимаем b2 = 36 мм

радиусы закруглений зубьев:

Rа= 0,5d1 -т = 0,540−3,15 = 16,85 мм;

Rf = 0,5d1 +1,2 т = 0,540+1,23,15 = 23,8 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Проверочный расчет

10. Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи

где — делительный угол подъема линии витков червяка; - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения:

примем значение угла =215'

11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса Н, Н/мм2:

где a) Ft2 = 2Т2 103/d2 = 2126,4103/157,5 = 1605Н — окружная сила на колесе;

б) К- коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

т.к. v2 3 то К = 1

в) []Н — допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм2. Уточняется по фактической скорости скольжения vs

[]Н =250−25vs = 250−251,94=202

Наблюдается недогрузка 11%, что допустимо.

12. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

;

Проектный расчёт

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw

100

Ширина зубчатого венца колеса b2

36

Модуль зацепления m

3,15

Длина нарезаемой части червяка b1

54

Коэф. диаметра червяка q

12,5

Диаметры червяка:

делительный d1, мм

40

Делительный угол витков червяка, град.

9,1о

начальный dw1, мм

40

вершин витков da1, мм

46,3

Угол обхвата червяка венцом колеса 2, град

107о

впадин зубьев df1, мм

32,4

Диаметры колеса:

Число витков червяка z1

2

делительный d1= dw2, мм

157,5

вершин витков da2, мм

167

Число зубьев колеса z2

50

впадин зубьев df1, мм

153

наибольший dam2, мм

172

Проверочный расчёт

Параметр

Допускаемые значения

Расчётные значения

Примечания

Коэффициент полезного действия

0,81

Контактные напряжения H, Н/мм2

202

180

Недогруз 11%

Напряжения изгиба F, Н/мм2

36

15,7

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние aw, мм:

где

а) Ка — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Ка = 49,5;

б) a — b2/aw — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3;

в) и — передаточное число редуктора;

г) Т2 — вращающий момент на тихоходом валу редуктора;

Д) []Н — среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

е) КН — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев КН = 1.

Полученное значение межосевого расстояния aw округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: aw = 140 мм.

т.к. D колонны 300 мм то пусть aw = 200 мм

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где

а) Кт — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кт = 6,8;

б) d2 = 2awu/(u+1) — делительный диаметр колеса

d2 = 220 010/(10+1) = 364 мм;

в) b2 = aaw — ширина венца колеса,

b2 = 0,3364 = 109 мм;

г) []F — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 2,0 мм.

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z = z1 + z2 = 2aw /m = 2200/ = 200

6. Определяем число зубьев шестерни:

z1 = z/(1+и) = 200/(1+10) = 18

7. Определяем число зубьев колеса:

z2 = z — z1 = 200 — 18 = 182.

8. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение и от заданного и:

иф = z2/z1;= 182/18 = 10,1

и=1%

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

aw = (z1 + z2)т /2 = (18+182)2/2 = 200

10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Делительный диаметр:

шестерни d1 = mz1 = 2,018 = 36 мм

колеса d2 = mz2 = 2,0182 = 364 мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни da1 = d1 +2m = 36+22 = 40 мм

колеса da2 = d2 +2m = 364+22 = 368 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни df1 = d1 -2,4m = 36−2,42 = 31,2 мм

колеса df2 = d2 -2,4m = 364−2,42 = 359,2 мм

Ширина венца:

шестерни b1 = b2 +(2…4) = 64 мм

колеса b2 = aaw = 0,3200 = 60 мм

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние:

aw=(d1+d2)/2 = (36+364)/2 = 200 мм.

12. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

Dзаг = da1+6 = 40+6 = 46 < 125 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

Sзаг = b2+4 = 60+4 = 64 < 200 мм.

13. Проверяем контактные напряжения Н, Н/мм2:

где:

а) К — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К H = 436

б) Ft = 2T2 10 3/d2 = 695 H — окружная сила в зацеплении;

в) КH — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

для прямозубых колес КH=1

г) KHv — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи.

KHv = 1,05 так как v = 0,07 м/с;

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2, Н/мм2:

где:

а) т — модуль зацепления, мм; Ь2 — ширина зубчатого венца колеса, мм;

Ft — окружная сила в зацеплении, Н;

б) КF — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. КF = 1

в) КF — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес КF = 1;

г) KFv — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи KFv;= 1,13;

д) YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

YF1 = 4,17 YF2 = 3,62;

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw

200

Модуль зацепления т

2,0

Ширина зубчатого венца:

шестерни b1

колеса b2

64

60

Диаметр делительной окружности:

шестерни d1

колеса d2

36

364

Диаметр окружности вершин:

шестерни dа1

колеса dа2

40

368

Диаметр окружности впадин:

шестерни df1

колеса df2

31,2

359,2

Число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

18

182

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Контактные напряжения Н, Н/мм2

514

264

Напряжения изгиба,

Н/мм2

F1

256

24

F2

239

27,6

Нагрузки валов редуктора

Определение сил в зацеплении закрытой червячной передачи.

Окружная сила:

на шестерне Ft1 = 2T110 3/d1 =27,910 3/40 =395 H

на колесе Ft2 = 2T210 3/d2 = 2126,410 3/157,5 = 1605

Радиальная сила:

на шестерне Fr1 = Fr2 = 584 H

на колесе Fr2 = Ft2tg = 1605tg 20= 584 H

Осевая сила:

на шестерне Fa1 = Ft2 = 1605 H

на колесе Fa2 = Ft1 = 395 H

Силы в зацеплении закрытой червячной передачи.

Сила в зацеплении

Значение силы, Н

на червяке

на колесе

Окружная

395

1605

Радиальная

584

584

Осевая

1605

395

Определение консольных сил.

(цилиндрическая прямозубая передача)

Окружная сила:

на шестерне Ft1 = Ft2 = 6400H

на колесе Ft2 = 2Tрм10 3/d2 = 2 116 410 3/364 = 6400 H

Радиальная сила:

на шестерне Fr1 = Fr2 = 2330 Н

на колесе Fr2 = Ft2tg = 1440tg 20= 2330 H

Радиальная сила на муфте:

На быстроходном валу

Консольные силы

Сила в зацеплении

Значение силы, Н

на шестерне

на колесе

Окружная

6400

6400

Радиальная

2330

2330

Радиальная сила на муфте быстроходного вала.

562 Fм1 1405

машинный двигатель привод вал

Проектный расчет валов.

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Следовательно для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: []к= 10… 20 Н/мм2. При этом меньшие значения []к -- для быстроходных валов, большие []к--для тихоходных.

Таким образом []К1 = 10 Н/мм2; []К2 = 20 Н/мм2.

Определение размеров ступеней валов одноступенчатого цилиндрического редуктора.

1-я ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту).

Вал-червяк:

Округляем d1 по Ra 40 — d1 = 16 мм.

l1 = 20 мм.

Вал колеса:

Округляем d1 по Ra 20 — d1 = 32 мм.

l1 = 40 мм.

2-я ступень вала (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).

Вал-червяк:

d2 = d1 +2t = 16+22 = 20 мм, округляем до d2 = 20 мм;

l2 = 40 мм;

Вал колеса:

d2 = d1 +2t = 32+22,5 = 37 мм, округляем до d2 = 40 мм;

l2 = 50 мм.

3-я ступень вала (под шестерню, колесо).

Вал-червяк:

d3 = d2 +3,2r = 20+3,220 = 26,4 мм, округляем до d2 = 28 мм;

l3 определяется графически на эскизной компоновке.

Вал колеса:

d3 = d2 +3,2r = 40+3,22,5 =48 мм, округляем

l3 определяется графически на эскизной компоновке.

4-я ступень вала (под подшипник).

Вал-червяк:

d4 = d2 = 20 мм;

l4 = В+с — для шариковых подшипников,

l4 = Т+с — для роликовых конических подшипников

Вал колеса:

d4 = d2 = 40 мм;

l4 = В — для шариковых подшипников,

l4 = Т — для роликовых конических подшипников

5-я ступень вала (упорная).

Вал-червяк:

Не конструируют.

Вал колеса:

d5 = d3 +3f = 48+31,6 = 52,8 мм, округляем до d4 = 53 мм;

l5 = определяется графически на эскизной компоновке.

Ступень вала и ее параметры.

Вал-шестерня:

Вал колеса:

1-я

(под элемент открытой передачи или полумуфту).

d1

16

32

l2

20

40

2-я

(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).

d2

20

40

l2

40

50

3-я

(под шестерню, колесо).

d3

28

48

l3

4-я

(под подшипник).

d4

25

40

l4

5-я

(упорная).

d5

-

53

l5

-

При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней уточняются.

Предварительный выбор подшипников качения

Вал

Тип подшипника

Серия

Угол контакта

Схема установки

быстроходный

роликовые конические типа 7000

легкая

= 11…16

враспор

тихоходный

роликовые конические типа 7000

легкая

= 11…16

враспор

Основные параметры подшипников.

Вал

Обозначение

Размеры, мм

,

град

Грузоподъемность, кН

Факторы нагрузки

d

D

T (В)

b

c

r

r1

Cr

C0r

e

Y

Y0

Б

7204

20

47

15,5

14

12

1,5

0,5

14

19,1

13,3

0,36

1,67

0,92

Т

7208

40

80

20

18

16

2

0,8

14

42,4

32,7

0,38

1,56

0,86

Расчетная схема валов редуктора.

Определение реакций в опорах подшипника.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

(Тихоходный вал)

Ft2

Fr2

Fa2

Ftоп

Frоп

d1оп

d2

lоп

lТ

Н

мм

1605

613

395

6400

2330

36

157,5

69

96,8

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

М3 = 0:

М1 = 0:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z в характерных сечениях 1…4, Нм.

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

М3 = 0:

М2 = 0:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y

в характерных сечениях 1…4, Нм.

Строим эпюру крутящих моментов

Мк = Мz =

Ft2d2

=

16 050,1575

=126,4 Нм

2

2

4. Определяем суммарные радиальные реакции

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

6. Составляем итоговую таблицу.

RC

RD

M2

M3

Н

Нм

6677

3900

199

470

Определение реакций в опорах подшипника.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

(Быстроходный вал)

Ft1

Fr1

Fa1

Fм

d1

lм

lБ

Н

мм

395

613

1605

310

40

58,3

136,4

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

М1 = 0:

М2 = 0:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм.

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

М1 = 0:

М3 = 0:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях 1…4, Нм.

3. Строим эпюру крутящих моментов

Мк = Мz =

Ft1d1

=

3950,04

=7,6 Нм

2

2

4. Определяем суммарные радиальные реакции

5. Определяем суммарные изгибающие моменты

в наиболее нагруженных сечениях.

9. Составляем итоговую таблицу.

RA

RB

M2

M3

Н

Нм

255

279

19

18,1

Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал.

1. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

а) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки Rs1 и Rs2

Rs1 = 0,83eRr1 = 0,830,36 255 = 76 Н

Rs2 = 0,83eRr2 = 0,830,36 279 = 83 Н

б) Определяем осевые нагрузки подшипников Rа1 и Rа2

Rа1 = Rs1 = 76 Н

Rа2 = Rа1+Fa = 76+1605 =1681 Н

в) Определяем отношения и

V = 1 — коэффициент вращения

г) Re1 = VRr1КбКТ = 12 551,21 = 306 Н

Re2 = (XVRr2+YRa2бКТ =

= (0,41 279+1,671 605)1,21 = 3350 Н

где Кб = 1,2 — коэффициент безопасности

КТ = 1 — температурный коэффициент

Х = 0,4 -коэффициент радиальной нагрузки

Y = 1,67 -коэффициент осевой нагрузки

2. Рассчитаем динамическую грузоподъемность Сrp и долговечность Ll0h подшипника.

Показатель степени т = 3,33 для роликовых подшипников.

Следовательно, подшипник 7204 для использования на быстроходном валу редуктора пригоден.

Тихоходный вал.

1. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

а) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки Rs1 и Rs2

Rs1 = 0,83eRr1 = 0,830,386 677 = 2106 Н

Rs2 = 0,83eRr2 = 0,830,383 900 = 1230 Н

б) Определяем осевые нагрузки подшипников Rа1 и Rа2

Rа1 = Rs1 = 2106 Н

Rа2 = Ra1+Fa = 2106+395 = 2501 Н

в) Определяем отношения и

V = 1 — коэффициент вращения

г) Re1 = VRr1КбКТ = 166 771,21 = 8012 Н

Re2 = (XVRr2+YRaбКТ =

= (0,413 900+1,562 501)1,21 = 6554 Н

где Кб = 1,2 — коэффициент безопасности

КТ = 1 — температурный коэффициент

Х = 0,4 -коэффициент радиальной нагрузки

Y = 1,56 -коэффициент осевой нагрузки

2. Рассчитаем динамическую грузоподъемность Сrp и долговечность Ll0h подшипника.

Показатель степени т = 3,33 для роликовых подшипников.

Следовательно, подшипник 7208 для использования на тихоходном валу редуктора пригоден.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой