Конструирование привода механизма передвижения тележки мостового крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Целью данного курсового проекта является освоения методики проектирования и конструирования узлов машины. В данной работе будет сконструирован привод механизма передвижения тележки мостового крана.

Рассчитаны прочностные характеристики деталей механизма передвижения и расчёт надёжности конструкции в целом.

1. Выбор схемы привода передвижения тележки

а)

б)

в)

Рисунок 1 - Схемы механизмов передвижения тележки мостового крана: а - с тихоходным валом; б - со среднеходовым валом; в - с центральным приводом

Рассматривая схему на (рис.1,а), достоинство схемы заключается, во-первых, в том, что не требуется точности монтажа привода и опор трансмиссионного вала, во-вторых, обеспечивается их высокая надежность и долговечность. Основным недостатком данной схемы является большая собственная масса механизма, поскольку тихоходный вал передает наибольший крутящий момент. Это приводит к увеличению его диаметра и возрастанию габаритов подшипников и муфт. Однако требуется высокая точность монтажа опор трансмиссионного вала и увеличение жесткости металлоконструкций, на которых они устанавливаются. В конструкцию схемы на (рис.1,б) входит открытая зубчатая пара. Из-за низкой долговечности открытой зубчатой пары область применения таких механизмов передвижения ограничена

2. Кинематический расчет механизма передвижения тележки

Сопротивление передвижению

Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом приведенное к ободу ходового колеса

Wтр=(2+d)kp,

где Q - нагрузка на ось, Q=10 т ;

-диаметр поверхности катания ходового колеса тележки, ;

d- диаметр цапфы вала ходового колеса, d=70 мм;

- коэффициент трения в опоре вала колес, =0,015 при установки колес на шариковые подшипники;

kp - коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса; kp = 2,5.

Максимальная нагрузка на ходовое колесо тележки в предположении равномерно распределения нагрузки по всем четырем колесам

==5т =50000Н,

где n - число ходовых колёс, n=4.

По таблице на ходовые колёса, принимаем ходовое колесо диаметром 250 мм. Диаметр цапфы принимается примерно равным (0,25ч0,30). Примем d= 70 мм.

При плоском рельсе = 0,03 см.

Сопротивление передвижению тележки :

При работе с номинальным грузом

Wтр=(20,03 + 0,0157)5= 1410 кГ =13827.3Н;

Выбор электродвигателя

Определим мощность двигателя по статическому сопротивлению при перемещении тележки с номинальным грузом Nст== 13 кВт

В таблице 88 [1] на крановые двигатели наименьшую мощность равную 13 кВт, имеет двигатель МТВ 312-6 имеющий 970 об/мин при ПВ=40% маховой момент ротора =1,25 кГм3. Максимальный момент 46.

Передаточное число редуктора = = 15,2

Выбираем по таблице 79 [1] редуктор ВКН - 630= 40 предельная мощность N = 13 кВт при числе оборотов ведущего вала 1000 об/мин.

Выбор муфт и тормоза

По диаметрам концов соединяемых валов выбираем муфты:

для соединения двигателя и редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту 250-40-I.2-28-II.2-У3 ГОСТ 21424-75. Данная муфта имеет следующие параметры: номинальный момент Tм.н.=250 Н·м; момент инерции Jм=0,24 кг·м2.

Для соединения редуктора и колес выбираем тоже втулочно-пальцевую муфту 250-40-I.2-28-II.2-У3 ГОСТ 21424-75, с теми же параметрами, нам необходимо 3 штуки.

Выбираем тормоз типа ТКГ, так как электрогидравлический толкатель, являющийся приводом тормоза, служит одновременно своеобразным демпфером, снижая динамику замыкания тормоза. Это благоприятно скажется на сцеплении колес крана с рельсами при торможении.

Выбираем типоразмер тормоза: тормоз ТКГ-160-У2-50-380-40 ГОСТ 24.290.08-82, имеющий следующие параметры: номинальный тормозной момент , диаметр шкива , масса тормоза , тип толкателя - ТЭГ-16М, максимальный ход штока толкателя , номинальное усилие на штоке толкателя , установочная длина замыкающей пружины , ширина колодок .

Редуктор ВКН-280.

Расчетный ресурс: 12000 часа.



Техническая характеристика двигателя:

Мощность двигателя Рдв, кВт: 13.

Частота вращения двигателя nдв, об/мин: 970.

Момент на тихоходном валу Мт, Н·м: 850.

Зацепление: прямозубое.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Кинематический расчет.

КПД редуктора:

зред = зцп3 · зп3

зцп = 0,95…0,97; принимаем зцп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

зп = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

зред = 0,963 · 0,993 = 0,86

Электродвигатель:

Pдв = 13 кВт; nдв = 970 об/мин.

Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 13 кВт;

Р2 = Р1 · зцп · зп = 13 · 0,96 · 0,99 = 12,3 кВт;

Р3 = Р2 · зцп · зп = 12,3 · 0,96 · 0,99 = 11,6 кВт;

Рт = Р3 · зцп · зп = 11,6 · 0,96 · 0,99 = 11 кВт;

Передаточное число редуктора [2].

Произведём разбивку общего передаточного числа по ступеням:

U1=(1,1…1,5) = 1,1· = 7 - передаточное число первой ступени;

U2=(1,1…1,5) = 1,1· = 2,6 - передаточное число второй ступени,

где

U3= - передаточное число третьей ступени.

Уточняем передаточное число редуктора:

Uред= U1 · U2 · U3 = 7·2,6·2,2 = 40

nт = 305т/р = 30·2,5/3,14 = 29 об/мин.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 970 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 970 / 7 = 139 об/мин;

n3 = n2 / U2 = 139 / 2,6 = 53,4 об/мин;

n4 = n3 / U3 = nт = 53,4/2,2 = 24,2 об/мин.

Угловые скорости валов:

щ1 = рn1 / 30 = 3,14 · 970 / 30 = 101,5 рад/с;

щ2 = рn2 / 30 = 3,14 · 139 / 30 = 14,5 рад/с;

щ3 = рn3 / 30 = 3,14 · 53,4 / 30 = 5,5 рад/с;

щ4 = щт = рn4 / 30 = 3,14 · 24,2 / 30 = 2,5 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1 / щ 1 = 13 / 101,5 = 0,12 кН·м = 120 Н·м;

М2 = Р2 / щ 2 = 12,3 / 14,5 = 0,84 кН·м = 840 Н·м;

М3 = Р3 / щ 3 = 11,6 / 5,5 = 2,1 кН·м = 2100 Н·м;

М4 = Мт = Рт / щ т = 11 / 2,5 = 4,4 кН·м = 4400 Н·м;

Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес - сталь 45; термообработка - улучшение: 235…262 НВ2;

680 НВСР2; ув = 780 МПа; у-1 = 540 МПа; ф = 335 МПа. таб. 3.2 [1].

Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ1;

700 НВСР1; ув = 890 МПа; у-1 = 650 МПа; ф = 380 МПа. табл. 3.2 [1].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 · щ 4 · Lh = 573 · 1,8 · 12000 = 12,4 · 106 циклов;

NK5 = NK6 · U3 = 12,4 · 106 · 4,35 = 53,6 · 106 циклов.

NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 [1] - число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1._NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [1]. При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.

[у]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 700 · 1,8 + 67 = 1327 МПа

[у]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 680 · 1,8 + 67 = 1291 МПа

[у]F5 = 1,03HBCP1 = 700 · 1,03 = 721 МПа

[у]F6 = 1,03HBCP2 = 680 · 1,03 = 700 МПа

Расчет третьей ступени редуктора

Межосевое расстояние:

б3 = Кб(U3 + 1) = 495 · (1,54 + 1) = 57,16 мм.

Кб = 495 - для прямозубых передач [2].

КНв = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем б3 = 60 мм.

m = (0,01-0,02) б3 =0,6 мм, принимаем m = 1 мм.

z5 = 2б3 / m(U3 + 1) = 2 · 60 / 1 · (1,54 + 1) = 50

z6 = z5U3 = 50 · 1,54 = 77мм

d5 = m z5 = 1 · 50 = 50 мм

da5 = d5 + 2m = 50 + 2 · 1 = 52 мм

dt5 = d5 - 2,5m = 50 - 2,5 · 1 = 47,5 мм

d6 = m z6 = 1 · 77 = 77 мм

da6 = d6 + 2m = 77 + 2 · 1 = 79 мм

dt6 = d6 - 2,5m = 77 - 2,5 · 1 = 74,5 мм

b6 = шва · б3 = 0,4 · 60 = 24 мм

b5 = b6 + 5 = 24 + 5 = 29 мм

Окружная скорость:

V3 = = = 22,4 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6 [1].

[уF5] / уF5 = 721 / 3,9 = 184,8 МПа; [уF6] / уF6 = 700 / 3,6 = 194,4 МПа

184,8<194,4 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFв · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft5 = Ft6 = 2М3 / d5 = 2 · 100 / 0,05 = 4000 H

радиальное: Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgб = 4000 · tg 20° = 8920 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса: уF6 = Ft6 · КF · уF6 / b6 · m = 4000 · 1,14 · 3,6 / 24 · 1 = 684 МПа<[у]F6 = 700 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

уН6 = = = 347 МПа

КН = КНб· КНв · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНб = 1; КНв = 1; КНV = 1,05 [1].

уН6 < [у]Н6

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

Расчет второй ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

б2 = Кб(U2 + 1) = 495 · (1,86 + 1) = 49,6 мм.

Кб = 495 - для прямозубых передач [2].

КНв = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем б2 = 50 мм.

m = (0,01-0,02) б2 = 0,5 мм, принимаем m = 0,5 мм.

z3 = 2б2 / m(U2 + 1) = 2 · 50 / 0,5 · (1,86 + 1) = 70

z4 = z3U2 = 70 · 1,86 = 130 мм

d3 = m z3 = 0,5 · 70 = 35 мм

da3 = d3 + 2m = 35 + 2 · 0,5 = 36 мм

dt3 = d3 - 2,5m = 35 - 2,5 · 0,5 = 33,75 мм

d4 = m z4 = 0,5 · 130 = 65 мм

da4 = d4 + 2m = 65 + 2 · 0,5 = 66 мм

dt4 = d4 - 2,5m = 65 - 2,5 · 0,5 = 63,75 мм

b4 = шва · б2 = 0,4 · 50 = 20 мм

b3 = b4 + 5 = 20 + 5 = 25 мм

Окружная скорость:

V2 = = = 0,48 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: уF3 = 3,9, уF4 = 3,4 [1].

[уF3] / уF3 = 721 / 3,9 = 184,8 МПа; [уF4] / уF4 = 700 / 3,4 = 205,8 МПа

184,8<205,8 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFв · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft3 = Ft4 = 2М2 / d3 = 2 · 60 / 0,035 = 3428,5 H

радиальное: Fr3 = Fr4 = Ft3 · tgб = 3428,5 · tg 20° = 7645,5 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса: уF3 = Ft3 · КF · уF4 / b4 · m = 3428,5 · 1,14 · 3,4 / 20 · 0,5 = 132,8 МПа<[у]F4 = 700 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

уН4 = = = 369,3 МПа

КН = КНб· КНв · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНб = 1; КНв = 1; КНV = 1,05 [1].

уН4 < [у]Н4

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

Расчет первой ступени редуктора U1 = 3,47

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

б1 = Кб(U1 + 1) = 495 · (3,47 + 1) = 43,11 мм.

Кб = 495 - для прямозубых передач, стр. 135 [1].

КНв = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем б1 = 44 мм.

m = (0,01-0,02) б1 = 0,44 мм, принимаем m = 0,4 мм.

z1 = 2б1 / m(U1 + 1) = 2 · 44 / 0,4 · (3,47 + 1) = 49

z2 = z1U1 = 49 · 3,47 = 170

d1 = m z1 = 0,4 · 49 = 19,6 мм

da1 = d1 + 2m = 19,6 + 2 · 0,4 = 20,4 мм

dt1 = d1 - 2,5m = 19,6 - 2,5 · 0,4 = 18,6 мм

d2 = m z2 = 0,4 · 170 = 68 мм

da2 = d2 + 2m = 68 + 2 · 0,4 = 27,2 мм

dt2 = d2 - 2,5m = 68 - 2,5 · 0,4 = 67 мм

b2 = шва · б1 = 0,4 · 44 = 17,6 мм

b1 = b2 + 5 = 17,6 + 5 = 22,6 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 3,85, уF2 = 3,55 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 20 / 0,019 = 2105 H

радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgб = 2105 · tg 20° = 4694 H

[уF1] / уF1 = 721 / 3,85 = 187,3 МПа; [уF2] / уF2 = 700 / 3,55 = 197,1 МПа

187,3<197,1 - следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

привод электродвигатель тележка кран

КF = КFв · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFв = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

уF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 2105 · 1,3 · 3,55 / 17,6 · 0,4 = 379 МПа<[у]F2 = 700 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

уFmax = уF · Мmax / Мном = 379 · 2,2 = 833,8 < [уFmax] = 1863,2 МПа

[уFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 680 = 1863,2 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

уН2 = = = 627 МПа < [у]Н2=1291 МПа

КН = КНб· КНв · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНб = 1; КНв = 1; КНV = 1,05 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

уmax = уН · = 432 · = 642 МПа < [уНпр] = 1674 МПа

[уНпр] = 3,1 · уТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V1 = = 3,14 · 0,019 · 920 / 60 = 1 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.

Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d4 = = = 118 мм

Принимаем: выходной диаметр Ш118 мм, под подшипники - Ш130 мм, под колесо - Ш140 мм.

Опасное сечение - место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа, у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09, табл. 10.2 [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = REX(k+l) - Ft2l = 5922 · 0,281 - 2105 · 0,165 = 887 Н·м;

Мх = REY(k+l) - Fr2l= 2156 · 0,281 - 4694 · 0,165 = 323 Н·м;

Мсеч = = = 944 Н·м.

My = RByb = 6561 · 0,1315 = 863 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM(a + b + c) - RAFм(a + b) = 0;

RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 22360 · 498 / 398 = 27978 H

RBFм = RAFм - FM = 27978 - 22360 = 5618 H

RA = = = 9466 H

RB = = = 19185 H

Для расчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 9466 + 27978 = 37444 H

RB' = RB + RBFм = 19185 + 5618 = 24803 H

Опасное сечение I - I. Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа, у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

уа = уu = МAFм / 0,1d63 = 2236 · 103 / 0,1 · 6093 = 1,2 МПа

фа = фк /2 = М4 / 2 · 0,2d63 = 8000 · 103 / 0,4 · 6093 = 1 МПа

Ку / Кdу = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кф / Кdф = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFу = KFф = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу - 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф - 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа_

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 1,2 = 79; Sф = ф -1Д / ф а = 91 / 1 = 91

S = Sу Sф / = 79 · 91 / = 59 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №326, С = 229 кН, С0 = 193 кН, dЧDЧB = 130Ч280Ч58

QA = RA' Kд KT = 37444 · 1,3 · 1 = 48677 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8 · (229 / 48,677)3 · (106 / 60 · 20) = 6,9 · 104 ч

6,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

Список литературы

1. Руденко Н.Ф. Курсовое проектирование грузоподъемных машин / Н.Ф. Руденко, М.П. Александров, А.Г. Лысяков. - 3-е изд., доп. и перераб. - М.: изд-во Машиностроение, 1971. - 464 с.

2. А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование по деталям машин.

2-е изд., доп. И перераб. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454с: ил., черт-Б.

Размещено на Allbest.ru