Привод механизма передвижения мостового крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Условия эксплуатации машинного агрегата

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

Срок службы приводного устройства

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

L_h = 365*L_гK_гt_cL_cK_c ,

где L_г - срок службы привода, лет; К_г - 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);

t_c - продолжительность смены, ч; L_c - число смен; К_с - коэффициент сменного использования,

Кс=	Число часов работы в смену	=	6	= 0.75.
	tc		8

Таким образом ресурс привода равен:

L_h = 36570.657810.75 = 10072 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата - 15% ресурса. Тогда

L_h = 83930,85 = 8561 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 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 P_рм, 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 Р_дв, кВт:

Рдв=	Ррм	=	0,52	= 0.7 кВт.
			0,74

4. Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт.

Р_ном Р_дв,

т.о. получаем, что Р_ном = 0,75 кВт.

5. Выбираем тип двигателя.

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

Данному значению номинальной мощности Р_ном 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 п_рм, об/мин:

v=	Dпрм	, следовательно,
	601000

прм=	601000v	=	6010000,06	= 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 п_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины п_рм 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 = и_зп и_оп

где и, и_зп, и_оп - соответственно передаточные числа привода, редуктора и открытой передачи.

Выбираем передаточное число редуктора и_зп = 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 п_ном = 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; п_ном = 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения;

в) в третьем варианте (и = 364, п_ном=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; п_ном=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:

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

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

[п_рм] = п_рм + п_рм = 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 (Р_ном = 0,75 кВт, п_ном = 915 об/мин); передаточные числа: привода и = 250, редуктора и_зп = 25, цилиндрической зубчатой передачи и_оп=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 Р_дв и его номинальной частоты вращения п_ном при установившемся режиме.

Расчетная мощность на валу двигателя:

Р_дв = 0,75 кВт

Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора:

Р₁ = Р_двмпс = 0,750,980,98 = 0,72 кВт

Расчетная мощность на тихоходном валу редуктора:

Р₂ = Р_1зппс = 0,720,850,98 = 0,60 кВт

Расчетная мощность на приводном валу рабочей машины:

Р_рм = Р_2оппс = 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:

п_ном = 915 об/мин

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

п₁ = п_ном = 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 = Т_двмпс = 7,90,980,98 = 7,59 Нм

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Т₂ = Т₁и_опзппс = 7,59200,850,98 = 126,4 Нм

Вращающий момент на приводном валу рабочей машины:

Т_рм = Т_2оппс = 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,

D_пред =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; и_зп -- передаточное число редуктора.

Определение допускаемых контактных []_H и изгибных []_F напряжений

где K_FL - 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

НВ_1ср - НВ_2ср = 20…50.

б) Механические характеристики стали 45 (для шестерни):

твердость 235...262 НВ₁, термообработка -- улучшение, D_пред =125 мм;

Механические характеристики стали 45Л (для колеса):

твердость 207...235 НВ₂ ,

термообработка - улучшение,

S_пред = 200 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

НВ_1ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

НВ_2ср = (207 + 235)/2 = 221.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_Н1 и колеса []_Н2 .

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_HL,

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

N = 573L_h.

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

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N₁ = 573₁ L_h. = 5733,838600 = 2910⁶ циклов

для колеса: N₂ = 573₂ L_h. = 5730,388600 = 2,910⁶ циклов

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

для шестерни N_HO1 = 16,310⁶ циклов

для колеса: N_HO2 = 12,710⁶ циклов

Так как N₁ > N_H01 , то коэффициент долговечности

K_HL1 = 1,

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_Н0 , соответствующее числу циклов перемены напряжений N_HO:

для шестерни []_HO1 = 1,8НВ_1ср+67 = 1,8248,5+67 = 514 Н/мм²;

для колеса []_H02 = 1,8НВ_2ср+67 = 1,8221+67 = 467 Н/мм².

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []_H1 =К_HL1[]_HO1 = 1514 = 514 Н/мм²;

для колеса []_Н2 = К_HL2[]_HO2 = 1,28467 = 598 Н/мм2.

Так как НВ_1ср-НВ_2ср = 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 K_FL.



Наработка за весь срок службы:

для шестерни N₁ = 2910⁶ циклов,

для колеса N₂ = 2,910⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_F0=410⁶ для обоих колес.

Так как N₁ > N_FO1, то коэффициент долговечности K_FL1 = 1

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

для шестерни []_FO1 = l,03 HB_2cp = l,03248,5 = 256 Н/мм²;

для колеса []_F02 = l,03 HB_2cp = l,03221 = 228 Н/мм².

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни []_F1 = K_FL1 []_FO1 = l256 = 256 Н/мм²;

для колеса []_F2 = K_FL2 []_FO2 = 1,05228 = 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 a_w ,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 a_w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w = 100 мм.

2. Выбираем число витков червяка z₁ = 2.

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z₂ = z₁.u_ЗП = 225 = 50

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m = 1,575a_w/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 = (a_w /m)-0,5(q+z₂) = 100/3,15-0,5(12,5+50) = 0,5

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



8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния a_w , мм:

a_w= 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 d_wl=m(q+2x) =3,15(12,5+20,5) = 43 мм;

диаметр вершин витков d_а1 = d₁+2m = 40+23,15 = 46,3 мм;

диаметр впадин витков d_f1 = 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 = d_w2 = mz₂ = 3,1550 = 157,5 мм;

диаметр вершин зубьев d_а2 = d₂+ 2m(1+х) = 157,5+231,5 = 167мм;

наибольший диаметр колеса

диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ -2т(1,2-х) = 157,5-23,150,7 = 153 мм;

ширина венца: b₂ = 0,355a_w = 0,355100 = 35,5 мм

принимаем b₂ = 36 мм

радиусы закруглений зубьев:

R_а= 0,5d₁ -т = 0,540-3,15 = 16,85 мм;

R_f = 0,5d₁ +1,2т = 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) F_t2 = 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 v_s

[]_Н =250-25v_s = 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 a_w, мм:

где

а) К_а - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_а = 49,5;

б) _a - b₂/a_w - 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) К_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

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

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

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где

а) К_т - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_т = 6,8;

б) d₂ = 2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса

d₂ = 220010/(10+1) = 364 мм;

в) b₂ = _aa_w - 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 = 2a_w /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 u_ф и проверяем его отклонение и от заданного и:

и_ф = z₂/z₁;= 182/18 = 10,1

и=1%

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = (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 d_a1 = d₁ +2m = 36+22 = 40 мм

колеса d_a2 = d₂ +2m = 364+22 = 368 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1 = d₁ -2,4m = 36-2,42 = 31,2 мм

колеса d_f2 = d₂ -2,4m = 364-2,42 = 359,2 мм

Ширина венца:

шестерни b₁ = b₂ +(2…4) = 64 мм

колеса b₂ = _aa_w = 0,3200 = 60 мм

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d1+d2)/2 = (36+364)/2 = 200 мм.

12. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг = d_a1+6 = 40+6 = 46 < 125 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг = 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) F_t = 2T₂ 10 ³/d₂ = 695 H - окружная сила в зацеплении;

в) К_H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

для прямозубых колес К_H=1

г) K_Hv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи.

K_Hv = 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;

F_t - окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. К_F = 1

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

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

д) Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Y_F1 = 4,17 Y_F2 = 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 F_t1 = 2T₁10 ³/d₁ =27,910 ³/40 =395 H

на колесе F_t2 = 2T₂10 ³/d₂ = 2126,410 ³/157,5 = 1605

Радиальная сила:

на шестерне F_r1 = F_r2 = 584 H

на колесе F_r2 = F_t2tg = 1605tg 20= 584 H

Осевая сила:

на шестерне F_a1 = F_t2 = 1605 H

на колесе F_a2 = F_t1 = 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 F_t1 = F_t2 = 6400H

на колесе F_t2 = 2T_рм10 ³/d₂ = 2116410 ³/364 = 6400 H

Радиальная сила:

на шестерне F_r1 = F_r2 = 2330 Н

на колесе F_r2 = F_t2tg = 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 R_a 40 - d₁ = 16 мм.

l₁ = 20 мм.

Вал колеса:



Округляем d₁ по R_a 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	=	16050,1575	=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 R_s1 и R_s2

R_s1 = 0,83eR_r1 = 0,830,36255 = 76 Н

R_s2 = 0,83eR_r2 = 0,830,36279 = 83 Н

б) Определяем осевые нагрузки подшипников R_а1 и R_а2

R_а1 = R_s1 = 76 Н

R_а2 = R_а1+F_a = 76+1605 =1681 Н

в) Определяем отношения и

V = 1 - коэффициент вращения

г) R_e1 = VR_r1К_бК_Т = 12551,21 = 306 Н

R_e2 = (XVR_r2+YR_a2)К_бК_Т =

= (0,41279+1,671605)1,21 = 3350 Н

где К_б = 1,2 - коэффициент безопасности

К_Т = 1 - температурный коэффициент

Х = 0,4 -коэффициент радиальной нагрузки

Y = 1,67 -коэффициент осевой нагрузки

2. Рассчитаем динамическую грузоподъемность С_rp и долговечность L_l0h 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 R_s1 и R_s2

R_s1 = 0,83eR_r1 = 0,830,386677 = 2106 Н

R_s2 = 0,83eR_r2 = 0,830,383900 = 1230 Н

б) Определяем осевые нагрузки подшипников R_а1 и R_а2

R_а1 = R_s1 = 2106 Н

R_а2 = R_a1+F_a = 2106+395 = 2501 Н

в) Определяем отношения и

V = 1 - коэффициент вращения

г) R_e1 = VR_r1К_бК_Т = 166771,21 = 8012 Н

R_e2 = (XVR_r2+YR_a)К_бК_Т =

= (0,413900+1,562501)1,21 = 6554 Н

где К_б = 1,2 - коэффициент безопасности

К_Т = 1 - температурный коэффициент

Х = 0,4 -коэффициент радиальной нагрузки

Y = 1,56 -коэффициент осевой нагрузки

2. Рассчитаем динамическую грузоподъемность С_rp и долговечность L_l0h подшипника.

Показатель степени т = 3,33 для роликовых подшипников.

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

Размещено на Allbest.ru