--PAGE_BREAK--
1.Задание к курсовому проекту
Рассчитать привод механизма передвижения тележки мостового крана состоящий из кранового электродвигателя, муфты с тормозным шкивом, тормоза, редуктора, барабана по следующим исходным данным:
Усилие передвижения
Диаметр ходового колеса
Скорость тележки
продолжение
--PAGE_BREAK--2.Кинематический и энергетический расчёт редуктора 2.1Расчет передаточного отношения
Частота вращения колеса
Общее передаточное отношение
Передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение тихоходной и быстроходной ступени редуктора
2.2 Расчет мощностей по валу
Т.к. мощность слишком мала, то целесообразно выбрать двигатель серии 4А
Принимаем двигатель 4А90LB8У3
Номинальная мощность
Номинальная частота
2.3 Расчет частот вращения
;
2.4 Расчет крутящих моментов
, где Т – крутящий момент.
2.5 Определение минимальных диаметров валов
, где =15…30
3.Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле
[ sH] =,
где [ sH] – допускаемое контактное напряжение ,
sHО– базовый предел контактной выносливости(базовое предельное нагружение), МПа ,
SH – коэффициент запаса по контактным напряжениям ,
KHL – коэффициент долговечности .
Выбираем материал сталь 45
Твердость и термическая обработка
Предел прочности
Предел текучести
Шестерня
192…240НВ-улучшение
750 МПа
450 МПа
Колесо
170…217НВ-нормализация
600 МПа
340 МПа
Коэффициент безопасности SH=1,1
Коэффициент долговечности определяется по формуле
, где
NH0 – базовое число циклов нагружений ,
NHE – расчетное число циклов нагружений .
Расчетное число циклов ( для постоянного режима работы ) находим по формуле
где n – частота вращения, об/мин ;
th – долговечность, часов;
C=1 – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .
При часов – срок службы передачи, , поэтому определяем для всех колес передачи KHL=1
Для колес:
МПа
Для шестерен:
МПа
продолжение
--PAGE_BREAK--3.1 Допустимые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле
где [ sF] – допускаемое напряжение изгиба ,
sFО– предел выносливости изгиба, МПа, 1.8HB
SF – коэффициент запаса по напряжениям изгиба, SF= 1.75
KFL – коэффициент долговечности, KFL=1
KFC— коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, т. к. нагрузка реверсивная KFC= 0,7…0,8
Для колес:
МПа
Для шестерен:
МПа
3.2 Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке
Предельные контактные напряжения
Предельные напряжения изгиба
Для колес:
МПа
Для шестерен:
Мпа
4.Расчёт быстроходной цилиндрической передачи 4.1 Определение основных параметров первой ступени передачи 4.1.1Определение межосевого расстояния.
— колеса расположены несимметрично, = 0,35
– приведенный модуль упругости МПа, Т2 = Ткр3
мм
По ряду Ra40 округляем =120 мм
4.1.2Определение рабочей ширины венца .
Yba=0,35, т.к. шестерня расположена несимметрично и HB
bw=aw×
Y
ba=12×0,35 = 42 мм
4.2 Определение модуля и чисел зубьев колёс 4.2.1Определение модуля .
30…20
Принимаем : m = 2– соответствует ГОСТу.
продолжение
--PAGE_BREAK--4.2.2Число зубьев .
Общее:
Для шестерни: . Принимаем : z1 = 18.
Для колеса z2= z — z1 = 120-18 = 102
Фактическое передаточное число .
4.3Определение геометрических размеров передачи
Для шестерни:
Делительный диаметр: мм.
Диаметр окружности выступов мм
Диаметр окружности впадин
мм
Высота головки зуба мм, высота ножки мм
Для колеса:
Делительный диаметр :мм.
Диаметр окружности выступов мм
Диаметр окружности впадин мм
Высота головки зуба мм, высота ножки мм
4.4 Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.
Окружная скорость: м/с.
Назначаем 8-ю степень точности
МПа
МПа > МПа, это напряжение допустимо, перегрузка меньше 4%.
4.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба быстроходной передачи
где — напряжение изгиба, МПа
— коэффициент формы зуба
— окружная сила, Н; — коэффициент расчетной перегрузки, при х = 0 для шестерни
> следовательно расчет выполняем по колесу:
, где
МПа
продолжение
--PAGE_BREAK--4.6 Проверочный расчет на заданную перегрузку.
и — соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев.
— предельное допускаемое напряжение
, где К – коэффициент динамической нагрузки
5.Расчет тихоходной цилиндрической передачи 5.1.1Определение межосевого расстояния.
— колеса расположены несимметрично, = 0,4
– приведенный модуль упругости МПа, Т2 = Ткр4
мм
По ряду Ra40 округляем =180 мм
5.1.2Определение рабочей ширины венца .
Yba=0,4, т.к. шестерня расположена несимметрично и HB
bw=aw×
Y
ba=180×0,4 = 72 мм
5.2Определение модуля и чисел зубьев колёс 5.2.1Определение модуля .
30…20
Принимаем : m = 3– соответствует ГОСТу.
5.2.2Число зубьев .
Общее:
Для шестерни : . Принимаем : z1 = 22 .
Для колеса z2= z — z1 = 120-22 = 98
Фактическое передаточное число .
5.3Определение геометрических размеров передачи
Для шестерни:
Делительный диаметр: мм.
Диаметр окружности выступов мм
Диаметр окружности впадин мм
Высота головки зуба мм, высота ножки мм
Для колеса:
Делительный диаметр :мм.
Диаметр окружности выступов мм
Диаметр окружности впадин мм
Высота головки зуба мм, высота ножки мм
продолжение
--PAGE_BREAK--5.4 Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.
Окружная скорость: м/с.
Назначаем 8-ю степень точности
МПа
МПа МПа, т.к. мы увеличили межосевое расстояние
5.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба тихоходной передачи
при х = 0 для шестерни
> следовательно расчет выполняем по колесу:
, где
МПа
Для данных передач основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.
5.6 Проверочный расчет на заданную перегрузку.
и — соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев.
— предельное допускаемое напряжение
, где К – коэффициент динамической нагрузки
Таблица результатов расчета зубчатых передач
Ступень
Быстроходная
Тихоходная
Передаточное отношение u
5.62
4.35
Фактическое передаточное отношение
5.67
4.46
Модуль m
2 мм
3мм
Ширина венца bw
42мм
72мм
Межосевое расстояние aw
120мм
180мм
Угол зацепления
20
20
Высота головки зуба
2мм
3мм
Высота ножки зуба
2.5мм
3.75мм
Общее количество зубьевz
120
120
Для шестерни:
Делительный диаметрd1
36мм
66мм
Диаметр окружности выступовda1
40мм
72мм
Диаметр окружности впадинdf1
31мм
58.5мм
Количество зубьевz1
18
22
Для колеса:
Делительный диаметрd2
204мм
294мм
Диаметр окружности выступовda2
208мм
300мм
Диаметр окружности впадинdf2
199мм
286.5мм
Количество зубьевz2
102
98
продолжение
--PAGE_BREAK--6.Конструирование зубчатых колес.
Расчет диаметров ступиц колес:
Для первого и второго колеса:
Длины ступиц колес принимаем равные ширине колес:
Толщина обода:
, где m– модуль зацепления; S– толщина обода
Толщина обода первого и второго колеса:
Толщины дисков:
Толщина диска первого и второго колеса:
7.Выбор и расчет шпонок 7.1 Выбор шпонок.
ГОСТ 23360-78
7.2 Расчет шпонок на смятие.
, где Т – крутящий момент
— допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, МПа
Длина рабочей грани шпонки со скругленными торцами:
, где — длина шпонки, мм
— ширина шпонки, мм
7.2.1Для входного вала
продолжение
--PAGE_BREAK--7.2.2Для промежуточного вала
7.2.3Для выходного вала
Для d = 50 мм:
Для d = 36 мм:
8.Расчет сил действующих в зацеплении.
8.1Быстроходной передачи.
Окружная сила
Радиальная сила
, где — радиальная сила, Н, — угол зацепления,
Радиальная сила действующая от муфты FM= 155 Н [2. стр. 290]
Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости X) :
Рассчитаем реакции в опорах А и В (плоскости Y):
Рассчитаем суммарные изгибающие моменты
, где — суммарный изгибающий момент, Нм
Рассчитаем эквивалентные моменты
, где Мэкв. – эквивалентный момент, Нм
a= 1, т.к. передача реверсивная
ТК – крутящий момент, Нм
8.2Тихоходной передачи.
Окружная сила
Радиальная сила
Радиальная сила действующая от звездочки цепной передачи FM= 250∙ Н [1. стр. 298]
Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости X) :
-сила направлена в противоположную сторону
Рассчитаем реакции в опорах А и В (плоскости Y):
Рассчитаем суммарные изгибающие моменты
, где — суммарный изгибающий момент, Нм
Рассчитаем эквивалентные моменты
продолжение
--PAGE_BREAK--8.3 Определение расчетных нагрузок в среднем валу
Рассчитаем реакции в опорах А и В:
Рассчитаем суммарные изгибающие моменты
, где — суммарный изгибающий момент, Нм
Рассчитаем эквивалентные моменты
, где Мэкв. – эквивалентный момент, Нм
a= 1, т.к. передача реверсивная
ТК – крутящий момент, Нм
9.Проверка статической прочности вала при перегрузках в опасных сечениях 9.1 Быстроходного вала
где — эквивалентное напряжение
— напряжение изгиба при перегрузках
— напряжение кручения при перегрузках
— предельное допускаемое напряжение
; ;
d– диаметр вала в опасном сечении
— предел текучести материала, сталь 45
При перегрузках напряжения удваиваются
Самое опасное сечение II-II
9.2Среднего вала
При перегрузках напряжения удваиваются
Самое опасное сечение II-II
продолжение
--PAGE_BREAK--9.3Тихоходного вала
При перегрузках напряжения удваиваются
Самое опасное сечение II-II
10.Расчет вала на сопротивление усталости среднего вала.
Рассчитаем запас сопротивления усталости в опасном сечении II-II
где, S– общий запас сопротивления усталости
— запас сопротивления усталости по изгибу
— запас сопротивления усталости по кручению
— допускаемый запас сопротивления усталости
где — пределы выносливости, МПа
— амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа
— эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении.
— масштабный фактор, — фактор шероховатости
— коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости
— постоянные составляющие циклов напряжений, МПа
Т.к. S> 2.5..3, то специальный расчет на жесткость не производится.
11.Выбор и расчет подшипников 11.1 Выбор подшипников качения
Т.к. присутствует только радиальная нагрузка выбираем шариковые однорядные подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75
Обознач
d, мм
D, мм
В, мм
r, мм
Cr, кН
Со, кН
Масса, кг
Входной вал
50203
17
40
12
1,0
7,52
4,47
0,060
Промеж. вал
50205
25
52
15
1,5
11
7,09
0,12
Выходн. вал
50209
45
85
19
2
25,7
18,1
0,41
продолжение
--PAGE_BREAK--11.2 Проверочный расчет подшипников качения на долговечность 11.2.1 Быстроходного вала
Рассчитываем подшипники 50203
n– частота вращения
— долговечность
Режим нагрузки средний, равномерный допускаются двукратные кратковременные перегрузки.
Реакции в опорах берем из расчета вала на сложное сопротивление
Выполняем расчет для левой опоры как наиболее нагруженной
где -условная постоянная радиальная нагрузка
— радиальная и осевая нагрузки
— коэффициенты радиальной и осевой нагрузки
— коэффициент вращения
— коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки
— коэффициент температурный
, ,
Эквивалентная долговечность
где — суммарное время работы подшипника
— коэффициент режима нагрузки
Динамическая грузоподъемность
где — ресурс млн.об.
Р – эквивалентная нагрузка
а1 – коэффициент надежности
а2 – коэффициент обобщенный совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
а1 =1, а2 =0,75, р = 3
Эквивалентная статическая нагрузка
и — коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок
С учетом двукратной перегрузки
11.2.2 Среднего вала
Рассчитываем подшипники 50205
n– частота вращения
— долговечность
, ,
Динамическая грузоподъемность
Эквивалентная статическая нагрузка
и — коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок
С учетом двукратной перегрузки
продолжение
--PAGE_BREAK--11.2.3 Тихоходного вала
Рассчитываем подшипники 50209
n– частота вращения
— долговечность
, ,
Динамическая грузоподъемность
Эквивалентная статическая нагрузка
С учетом двукратной перегрузки
12.Расчет цепной передачи.
Передача открытая, цепь роликовая
Частота вращения выходного вала n1 = 28.63 мин-1
Передаваемая мощность Р = 0,8065 кВт
Передаточное отношение i= 2,5
Назначаем Межосевое расстояние принимаем
Расчетная мощность
, где -коэффициент эксплуатации
, где
=1,3 — коэффициент динамической нагрузки
=1 — коэффициент межосевого расстояния
=1,25- коэффициент наклона передачи к горизонту
=1,25 — коэффициент способа регулировки натяжения цепи
=1,3 — коэффициент смазки и загрязнения передачи
=1 — коэффициент режима; — коэффициент числа зубьев
— коэффициент частоты вращения
Т.к. нас не удовлетворяет большое межосевое расстояние, то цепь делаем трех рядной, т.е. =2,5
Выбираем роликовую трех рядную цепь ПР-19, 05-32000 с шагом , тогда
при
Назначаем густую внутришарнирную смазку
Длина цепи
Уточняем межосевое расстояние
Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния
на и назначаем а = 756 мм
Диаметры звездочек
Делительный диаметр
Диаметр окружности выступов
Диаметр проточки
Ширина зуба цепи
продолжение
--PAGE_BREAK--