Привод механизма передвижения мостового крана

 

Принял Z₁≥18

7. Определяю число зубьев колеса.

 

 

8. Определяю фактическое передаточное число u_ф

 

 

 

 

9. Определяю фактическое межосевое расстояние.

Для косозубых передач:

Таблица 4

Параметр		Шестерня	Колесо
		Косозубая	Косозубое
Диаметр	Делительный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца		31.5+3=36

 

 

 

 

 

2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи

1. Проверяю межосевое расстояние.

 

 

 

2. Проверяю пригодность заготовок колес.

Д_заг ≤ Д_пред ; S_заг ≤ S_пред

Д_заг = d_a1 + 6 = 61.21+6= 67.21

S_заг = b₂ + 4 = 31.5+4=35.5

 

3. Проверяю контактные напряжения σ_Н, Н/мм²

 

 

а) К - вспомогательный коэффициент

К=376 - косозубые передачи

б) – окружная сила в зацеплении, Н

в)K_Нα - коэффициент нагрузки

K_Hα=1

K_Hβ=1

г) K_HV = 1.03-1.7- коэффициент динамической нагрузки.

4. Проверяю напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, σ_f, Н/мм²

 

 

а) K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fα = 0.9

б) K_Fβ – Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fβ = 1

в) K_FV – коэффициент динамической нагрузки

K_FV = 1.02 – 1.35

г) Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Y_F1 = 4.07; Y_F2 = 3.62

д) Y_β=1-β/140=1-15/140=0.89

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 5

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, aω	aω=105	Угол наклона зубьев β	16
Модуль зацепления m	m=2.5	Диаметр делительной окружности: шестерни d1, колеса d2	d1=56.21 d2=154.49
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1, колеса b2	b1=36 b2=32
Число зубьев: шестерни Z1, колеса Z2	Z1=20 Z2=55	Диаметр окружности вершин шестерни da1, колеса da2	da1=61.21 da2=159.49
Вид зубьев	Косозубая	Диаметр окружности впадин шестерни df1, колеса df2	df1=50.21 df2=148.119

Таблица 6

Проверочный расчет
Параметр		Допускаемое значение	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σ, Н/мм2		492,84	528,5
Напряжение изгиба, Н/мм2	σF1	120.6	68.5
	σF2	130.5	77.01

 

 

2.5 Расчет нагрузки валов редуктора.

Валы редуктора испытывают два вида деформации - изгиб и  кручение. Деформация кручения на волах  возникает под действием вращающих  моментов, приложенных со стороны  двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в  зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны  открытых передач и муфт.

На данном этапе расчета  необходимо рассчитать силы в зацеплении закрытой передачи и консольные силы.

Формулы для расчета занесены в таблицу 8.

Силы в зацеплении закрытой передачи и консольные силы.

Таблица 7

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая  косозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая	=625.25	=625.25
Муфта	Консольная	На быстроходном валу 590	На тихоходном валу

 

α - угол зацепления (20^о ); β - Угол наклона зубьев.

Схема нагружения валов редуктора  выполнена на миллиметровой бумаге формата А4 карандашом и содержит: название схемы; силовую схему нагружения валов в 'изометрии, координатную систему осей х, у, z для ориентации схемы, основную надпись и таблицу силовых и кинематических параметров передачи.

 

 

 

2.6 Разработка общего вида редуктора (компоновка редуктора).

1. Выбор материала валов.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные стали 45,40Х, одинаковые для  быстроходного и тихоходного  валов.

Механические характеристики определяем по табл. 8 приложения.

2. Определение геометрических параметров ступней валов.

Таблица 8

Ступень вала и ее размеры		Вал – шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой  передачи или полумуфту	d1	где Мк – крутящий момент, равный вращающемуся на валу, Н/м
	l1	l1=1*d1=22- под звездочку l1=1*d1=22- под шкив l1=1*d1=22- под шестерню l1=1*d1=22- под полумуфту		l1=1*d1=34- под звездочку l1=1*d1=34- под шкив l1=1*d1=34- под шестерню l1=1*d1=34- под полумуфту
2-я под уплотнение крышки  с отверстием и подшипник	d2
	l2	l2=1.5*d2=1.5*26=40		l2=1.25*d2=1.25*38=47.5
3-я под шестерню, колесо	d3	возможно d3≤df1 при d3˃da1 принять d3=da1
	l3	l3 – определить графически на эскизной компоновке
4-я под подшипник	d4	d4=d2=26			d4=d2=38
	l4	l4=B+с – для шариковый подшипников l4=Т+с – для роликовых конических подшипников

 

 

 

 

Примечания:

1. Значения высоты буртика t, ориентировочные величины фаски ступицы f и координаты фаски подшипника r определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени d:     Таблица 9

d	17...24	25...30	32...40	42...50	52...60	62...70	71...85
t	2	2.2	2.5	2.8	3	3.3	3.5
г	1.6	2	2.5	3	3	3.5	3.5
f	1	1	1.2	1.6	2	2	2.5

2. Диаметр d₁ выходного конца быстроходного вала, соединенного с двигателем через муфту, определить по соотношению d₁=(0.8…1.2)d₁, где d₁- диаметр выходного конца вала ротора двигателя.
3. Диаметры и длины ступней валов d; l округлить до ближайших стандартных чисел, определяя диаметр каждой последующей ступени по стандартному значению диаметра предыдущей. Стандартные значения d₃ и  d₄ под подшипники принять равными диаметру внутреннего кольца подшипника d по табл. 18-21; стандартные значения диаметров и длин остальных ступней принять по табл. 12.
4. При разработке чертежа общего вида привода размеры диаметров и длин ступней валов (d, l) уточняются.

 

2.7 Проверочный расчет подшипников.

Определение реакций  в опорах подшипников.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Определение реакций в  подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал)

 

Дано:F_t2=1736.8; F_r2=651.3; F_a2=625.25; F_o.n.=289.6; F_y=144.8; F_x=249.1; l_m=0.103; l_o.n.=0.052; d₂=0.154

1. Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н

 

 

 

 

 

 

Проверка:

=144.8-369.71-651.3+859.99=0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в  характерных сечениях 1…4, Н*м

M_x1=0 ;

 

 

 

 

M_x1=0

M_x2=7.53

M_x3=-4.11

 

 

M_x4=0

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н*м.

 

 

 

 

M_y1=0

M_y2=-12.9

M_y3=-50.82

M_y4=0

 

 

 

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

 

 

4. Определяю суммарные радиальные реакции, Н:

 

 

 

5. Определяю суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

 

 

 

 

Определение реакций  в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

 

Дано: F_t1=1736.8; F_r1=651.3; F_a1=625.25; F_o.n.=590; d₁=0.056; l_m=0.099; l_o.n.=0.04

1. Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

 

 

 

 

 

 

 =1346.77

Проверка:

 

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в  характерных сечениях 1…4 Н*м:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, Н*м

 

 

 

3. Строю эпюру крутящих моментов, Н*м:

 

 

4. Определяю суммарные радиальные реакции, Н:

 

 

 

5. Определяю суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

 

 

 

2.7 Проверочный расчет подшипников

Выполняется отдельно для  быстроходного и тихоходного  вала. Пригодность подшипников определяется сравнением расчетной базовой долговечностью L_10h, с требуемой L_10h, по условиям:

L_10h≥L_h

 

где R_E – эквивалентная динамическая нагрузка, Н

m=3 – для шариковых подшипников

a₁ - коэффициент надежности; a₁=1;

а₂₃ – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

а₂₃=0.7…0.8 – для шариковых подшипников

n- частота вращения соответствующего вала, об/мин.

 

 

 

 

 

 ≥25*10³

 

Вал	Подшипник	Размеры dxDxT, мм	Долговечность
			L10h, ч	Lh, ч
Б	307	35х80х21		25000
Т	309	45х100х25		25000

 ≥25*10³

Таблица 10

 

 

 

 

 

 

Выбранные мною подшипники, удовлетворяют все параметры.

 

2.8 Выбор муфт

Определяю расчетный момент и выбираю муфты.

 

где K_p – коэффициент режима нагрузки;

T₁(T₂) – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, H*м.

T – номинальный момент.

 

 

 

 

1. Муфты упругие co звездочкой (ГОСТ 14084-93)

T₁ – 125

ω₁ – 210

D₁ – 105

B₁ - 8

B₁₁ – 25

∆r₁ – 0.3

2. Муфты упругие втулочно-пальцевые (ГОСТ 21425 - 93)

T₂ – 500

ω₂ – 300

D₂ – 220

∆r₂ – 0.4

 

2.9 Смазывание  зубчатого зацепления

а) Способ смазывания

Вследствие того, что окружные скорости зубчатых колес меньше 12,5м/с, применяем картерное смазывание. В корпус редуктора заливают масло  так, чтобы венцы колес были в  него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в  нижнюю его часть. Внутри корпуса  образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которая покрывает поверхность  расположенных внутри корпуса деталей.