Расчет лебедки. Выбор параметров редуктора, лебедки подъема мостового крана

• Название: Выбор параметров редуктора, лебедки подъема мостового крана
• Анкор: Расчет лебедки
• Дата: 29.09.2022
• Размер: 1.46 Mb.
• Имя файла: DM_Zapiska.docx
• Тип: Глава; #705152

Глава 1. Выбор параметров редуктора, лебедки подъема мостового крана.

1. 
   Выбор диаметра каната. Выбор по разрывному усилию.
   

При Q=T (т)

Учитывая, что груз на 4 канатах (2*2=4)

Sk= = =1т

Требуемое разрывное усилие каната

=S_k*Z_p=4*1= 4т

Выбор диаметра каната для заданной маркировочной группы:

(F0>F)=> dk=9.7мм, при F0=56.1 кH

2. 
   Определение диаметра барабана- диаметр по средней линии навитого каната
   

Dc=dk*h1=9.7*16=155.2мм=0,1552м

1.3 Определение технических характеристик редуктора

(Передаточное число, вращ. момент и частота вращ. барабана)

а)

Линейная скорость каната

m-кратность полиспаста.

Угловая скорость барабана (V= R)

= =10.3 рад/сек

Частота вращения барабана

n_б= =103 об/мин

б) вращ. Момент на барабане при кпд сдвоенного

канатного полиспаста

Mб=2*Sk* * =Sk*0.1552= 1*0.1552=1.552 кН*м

в) Передаточное число редуктора.

Редуктор – изделие для снижения скорости вращения (повышения крутящего момента) ,устройство ,изготавлеваемое в отдельном корпусе.

Т.К. редуктор в задании имеет две зубч. Передачи.

Передаточное отношение



Примем

Техническая характеристика редуктора.

1. 
   Передаточное отношение редуктора i = 15
   
2. 
   Частота вращения выходного вала = = 103 об/мин
   
3. 
   Крутящий момент на выходном валу
   

= = = Q*g*Vп= 4*9.81*0.4= 15.696 кВт

= = = 18.46 кВт

2. 
   Силовой и кинематический расчет привода.
   

Схема двухступенчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью.



2.1 Разбивка передаточного отношения редуктора по его ступеням.

i= ; |i| ≥ 1; U= ≥ 1- передаточное число

14.56=i=UБ*UT – в редуктора силовых (не приборах)

I=UТ*UБ

m∑ min

Найдём передаточные числа ступеней из условия получения m редуктора :

m∑ min.Имеется решение. n-число ст.Т. (контактная выносливость)

= 0,88* =3.36

Передаточное число тихоходной ступени.



Передаточное число быстроходной ступени.



2.2. Расчёт частоты вращения валов.

Вал Б =1500 об/мин

Вал П =346.42 об/мин

Вал Т =103.02 об/мин

2.3 Расчет крутящего момента на валах.

Вал Т

Вал П =461.9

Вал Б

1. 
   Расчет зубчатых передач
   

В соответствии с видами отказа установлено 4 вида расчета (ГОСТ 21354-87)

Виды расчета	Назначение
Расчет на контактную выносливость ≤ =	Исключает питтинг
Расчет на статистическую прочность ≤	Исключает смятие
Расчет на изгибную выносливость ≤	Исключает поломку, усталостную прочность
Расчет на изгибную статистическую прочность ≤	Исключение статистической поломки

В курсовом проекте выполнено 2 расчета:

1. 
   Расчет на контактную выносливость в форме проектирования, с которого найдем межосевое расстояние, диаметр зубчатого колеса, ширина зубчатого винца (исключили появления питтинга);
   

2. 
   Расчет на изгибную выносливость в форме проверочного (проверим ранее заданное значением модуля).
   

1. 
   Проектировочный расчет на контактную выносливость тихоходной ступени.
   

Исходная формула для определения межосевого расстояния:

= *(U+1)* = 430*(3,36+1)* =

= 153 мм

Принимаю

Где, – вспомогательный коэффициент, при β>0;

= 430

= =0.5 – отношение коэффициента ширины к межосевому расстоянию (задают),так как расположение симметричное.

При выборе учитывают:

• 
  Твердость поверхности зуба (HB)
  
• 
  HB<350 – нормализация, улучшения. Мягкие зубчатые колеса.
  
• 
  HB>350 – цементованной, азотированной поверхности, ТВЧ (на поверхности)
  

Расположение зубчатых колес относительно опор:

- симметричное

- несимметричное

- консольное

=0,5, в этом случае коэффициент учитывающий , допустимо



а) Выбор допускаемого напряжения в расчете на контактную выносливость, определяется экспериментально

– определены на фрикционных передачах

Учитывают:

1. 
   Твердость рабочих поверхностей HB<350, HB>350 и химическая термообработка;
   
2. 
   Ресурс – продолжительность работы передачи до предельного состояния;
   
3. 
   Закон распределения нагрузки (M5, M6) – приближенно можно оценить по режиму работы механизма.
   

Термообработка зубчатых колес:

Колесо 293...331 HB

Шестерня 52…58 HRC

Расчет зубчатой передачи будем вести по наибольшей нагрузке, но с увеличенным временем действия.

Для этого найдем параметр , характеризующий интенсивность закона распределения нагрузки.





Эквивалентное время работ:



В основу определения



Базовый предел контактной выносливости:

Колесо:

Шестерня:

Базовое число циклов напряжений

Колесо:

Шестерня:

Эквивалентное число циклов и

Колесо:



Шестерня:



Допускаемое напряжение для колеса и шестерни

=( )i*Z_R*Z_B*Z_l*Z_X

Z_x=1

Sн- коэф. безопасности 1.1-HB<350-2

1.2-HB>350-1

Колесо: ,зуб будет выкрашиваться.





Шестерня: , где









= *(U+1)* = 430*(3,24+1)* =

= 153 мм

Принимаю

Ширина колеса:

1. 
   Определение геометрических размеров зубчатых колес.
   

= =160 мм

Задаем модель m основываясь на статистических данных:

m = (0,01 … 0,02) * = 2,3 … 4,6

Принимаем m =3 мм

Угол наклона из условия кратности ширины ( ) осевого шага:

Из усл. кратности ширины зубч. венца к осевому шагу

=цел. число

=> =y*r=ξ_β

sin = →

sin = = 0,15 → = 9

(a= = )

Находим числа зубьев:

= = = 105

Шестерни = = = 24, Z=24

Колеса = - = 105 – 24 = 81

Угол наклона:

Cosβ = = = 0,984375

β=

Геометрические размеры зубчатого колеса:

= = = 73.143 мм

= = = 246.857 мм

Проверка: = = 160

Диаметр вершин при , так как число зубьев больше 12

=d+2*m

= +2*m = 73.143 +6 = 79.143 мм

= +2*m = 246.857 +6 =252.857 мм

диаметр впадин df=d-2m

df1=73.143 -6=67.143мм

df2=246.857 -6=240.857мм

Ширина шестерни.

= * =0.5*160=80 мм

b_w=b₂=80 мм

b1=1.1*b2=88 мм

1. 
   Проектировочный расчет быстроходной ступени
   

Зададим межосевое расстояние, основываясь на данных статистики редукторов крановых механизмов

= = =118 мм

Принимаем =118 мм

Ширина зубчатых венцов

Зададим ширину зубчатого венца при несимметрич. разм. зубч. колес

2) = * =0.4*118=40 мм

b_w=b₂=40 мм

b1=b₂+2m=44 мм

3)Задаем расчетный модуль зубчатых колес по данным статистки

=1.5…3мм m=(0.01…0.02)*aw

Принимаем m=2мм

4)Угол наклона зуба B на делительн. Цилиндре

_βmin=

(a= = )

5)Числа зубьев зубчат. Колес и угол β

= = =106

=106-Число зубьев шестерни

= = =19-Число зубьев колеса

Z₂= - = 106-19=87

Угол наклона (окончательный)

Cosβ= = =0.898305

β=

Геометрические размеры зубчатого колеса:

= = = 42.30189 мм

= = = 193.698 мм

Проверка: = = 118 мм

Диаметр вершин при , так как число зубьев больше 12

=d+2*m

= +2*m = 42.3 + 4 = 46.3 мм

= +2*m = 193.7 +4 =197.7 мм

диаметр впадин df=d-2.5m

df1=42.3 -5= 37.3мм

df2=193.7 -5=188.7 мм

5. 
   Расчет зубьев на изгибную выносливость
   

Расчет подвергает тихоходную ступень.

Передача цилиндрическая косозубая. Расcчитывается по формулам прямозубых колес.

Для этого косозубую передачу заменяем эквивалентными прямозубыми с числом зубьев:

=

= = 16.84

= = 84.92

Расчетная формула:

= *

Коэффициент формы зуба и концентрация напряжения найдем методом теории упругости:

=3,47 + = 3,47 + = 3,99

=3,47 + = 3,47 + = 3,625

m= 3 мм – модуль исходного контура

=80 мм

= = 12574 H

Коэффициент влияния узла наклона (зуб не балка, а пластина, волевое решение)

= 1- * = 1 - = 0,917

= 1

Расчет на напряжения:

Колесо: = * = *3,625*1 = 174 МПа

Шестерня: = * = 191 МПа

Допускаемые напряжения

Допускаемое напряжение в расчете на изгиб выносливости (экспериментальным путем).

Приближенная зависимость (Yi=1)

= ( * Y_A*Y_N)/(S_F)

Колесо, ub < 350 (норм. улучш.)

МПа

Шестерня, ТВЧ, контурная закалка, сталь 40ХН

= 580 МПа (т.к контурная закалка)

Доп. напр.:

= = 341.17 МПа

=1,75* = 334,558 МПа

Сравнение:

≥

341.17 МПа ≥ 191 МПа

≥

334,55 ≥ 174

Превышение не более 10%, допускаемо

Фреза с протуберанцем

Глава 4. Проектировочный расчет валов

По определению вал Т :

Изделие, передающее крутящий момент, работает на кручение, критерий:

τ = = = ≤ -определяется на основе статистических данных

Формула проектировочного расчета:

d=10*

Вал Б:

=15Мпа



Диаметр концевой части:

= 10* = 10* = 35

Диаметр вала под подшипник качения:

= d_1Б + 4…7 = 35+5=40

Диаметр заплечника за ПК (см.гл.5)

Вал П: под ПК



=20Мпа

= 10* = 10* =40

За подшипник качения (см.гл.5)

Вал Т:

= 30 Мпа



= 10* = 10* = 62

Под подшипник качения (из отношения ; d= 0,7…0,8)

= = = 90мм

(см.гл 5)

Глава 5.

5.1. Выбор подшипника качения

В редукторе зацепления – косозубое, поэтому имеют место осевые силы.

Осевую силу ограниченной величины воспринимают радиальные подшипники качения.

Выберем шариковый однорядный радиальный подшипник качения.

Размеры подшипника качения при данном d зависит от его серией.

Назначим:

Вал Б, П – средняя серия (3)

Вал Т – легкая серия (2)

Из каталога выбираем размеры подшипника качения и записываем в таблицу:

Параметры			вал
			Б		П		Т
Диаметр отверстия (вала), d			35		40		90
Наружный диаметр, D			80		90		160
Ширина, B			21		23		30
Диаметр вала за ПК,			44		49		100
Диаметр корпуса,			70		80		150
Галтель, r			2.5		2.5		3
Диаметр тела качения, ( )			11		15.08		22.23
Грузоподъемность, кН	Динамическая, C (n 10	44.6		41		95.6
	Статическая, (n=0)	27		22.4		62

5.2. Схемы установки вала на Подшипник качения.



5.3. Компоновка

Устанавливаем валы на подшипниках качения.

Схема фиксации вала в осевом направлении (плавающий вал)

Конструкция крышки

Зависит от способа получения заготовки (литье, штамповка, прокат).

Получаем обработкой на токарных станках.

Размеры зависят от диаметра болта, к которому крепится крышка. При диаметре отверстия под подшипник до 200мм, выбираем М12.

Болт М12х3088, где 2 последние цифры обозначают класс прочности

Установка уплотнительных устройств (манжеты).

D= d+2h (10 при d . Иначе 12,5)

Конструкция колес редуктора.

HB 350, заготовка – монолитная поковка.

В этом случае, с целью снижения трудности механообработки колеса, делают с массивными дисками. (Элементы колеса: обод, ступица, диск).

Ступень быстроходная

d=35мм

D_ст= *1,6=35*1,6=56мм

Обод ₀=4m

₀=2*4=8мм

C = 0.5*b₂=0.5*35=17.5мм

Ступень тихоходная

d=100мм

D_ст= *1,6=100*1,4=140мм

Обод ₀=4m

₀=3*4=12мм

C = 0.5*b₂=0.5*80=40мм

Галтель R 5, фаски 2х45°, 2 отверстия под строп диаметром 12

HB 350

δ=4*m=4*3=12 мм

*0,6=100*0,6=60

Глава 6. Шпоночные соединения.

В проекте выполнено на призматических шпонках.




6.1. Конструкция и размеры





1) размеры поперечного сечения шпонок (выбирают по диаметру вала):

B – ширина

h- высота

B h

– глубина паза

- высота выступающей части шпонки

4. 
   соединение шпонки
   

(конструкция соединения ступицы с валом)

удерживает ступицу в окружном направлении

Шпонка работает на срез (при стандартизации назначено b>h – для исключения среза).Расчёт на срез не производят, если b*h=d.

Шпоночное соединение рассчитываем на смятие.

=

=

6.2. Выбор размеров шпоночного соединения.

Шпоночное соединение служит для передачи вращательного движения.

Вал Б – шпонка на концевой части под полумуфтой:

d = = 44 мм

b =12 мм

h =8 мм

=5 мм

=3,3 мм

Вал П – под колесом:

d = = =49 мм

b =16 мм

=6мм

h = 10мм

=4.3 мм

Вал Т – под колесом:

d = = =100

b =25 мм

h =14 мм

=9 мм

=5,4 мм

6.3. Расчет шпоночного соединения

Рассчитываем соединение колеса с промежуточным валом.





Расчет шпоночного соединения на смятие рабочих поверхностей.

Условие прочности:

Допускаемые напряжения:

В передаче вращения участвуют:

1. Вал - Определение допускаемых напряжений в расчете на контактную выносливость

Ступица - → (в основном шпонка)

Шпонка -

[n_T]=1.5-1.8 так как соединение неподвижное.

= = = 213.33 Мпа

По определению смятие – сжатие на поверхности (поверхностное сжатие) :

= = = = 200 Мпа

23мм

Без учета натяга: = 200 < = 213 условие прочности обеспечено

Глава 7. Расчет подшипника качения

7.1. Рассчитываем подшипники быстроходного вала

Силы, действующие на вал:

Окружная сила: = = = 5039 Н

Ft1=Ft2=0.5Ft=2519 Н.

Для обеспечения равной нагрузки выполним обе опоры плавающими.

Радиальная: = * = 5039 * = 2024 Н

Осевая: = * tg =5039.5*0.4663=2349.9 Н

б ) силы от соединительной муфты

При соосном расположении валов ими пренебрегают.

7.2. Определение реакций в опорах



Пл. ZOX:

a = 60

b = 135

l = 195

= ^* = 1233.34н

П л.YOX:

Rya=Ryb=Ft1=6480.08н

Суммарная реакция в опорах:

Опора А:

= = 6480 Н

Опора B:

7.3. Определение эквивалентно-динамической нагрузки

Условия эксплуатации приводим к условиям испытания.

Опоры плавающие.

(не испытывает осевую нагрузку → )

= =6480 Н

Формула расчёта Р динамической нагрузки.

P=(r*Fu+y*Fa)k *k_T

=V* * * , так как F_a=0

V=1 (т.к. вращается внутреннее кольцо)

=1 (коэффициент учитывающий температуру влияния,так как t не превышает 100 С)

-1,2 (коэффициент безопасности так как привод с частотным управлением)

=1*1*1,3*6480 =7915 н

7.4. Расчет подшипника качения на долговечность

Опора А:

= * = * = 33809.85

t= 8000

Так как > t;

33809.85 > 8000, то долговечность обеспечивается.

8. Размеры, проставляемые на сборочных чертежах.

Проставляют 3 группы размеров:

а) Габаритные размеры


б) Посадочные размеры

Посадка колес на вал (посадка колес на вал с натягом)



Подшипник на валу

т.к. кольцо вращается относительно нагрузки (циркуляционное нагружение) - то посадка с натягом

Подшипник в корпусе

т.к. кольцо неподвижно относительно нагрузки (местное нагружение кольца)

Посадка колес под подшипник (шпоночное соединение)

на ввалу посалка с натягом для неподвижных сечений, в ступице для обеспечения сборки с зазором

в) Присоединительные размеры на валах Б и Т

Содержание:

1. 
   Проектирование редуктора привода лебедки подъема мостового крана
   
   1. 
      Определение мощности двигателя
      
   2. 
      Выбор диаметра каната, барабана
      
   3. 
      Скорость вращения барабана
      
2. 
   Силовой и кинематический расчет редуктора
   
   1. 
      Разбивка передаточного отношения редуктора по его ступеням
      
   2. 
      Определение частоты вращения валов
      
   3. 
      Расчет крутящего момента на валах
      
3. 
   Расчет зубчатых передач
   
   1. 
      Проектировочный расчет на контактную выносливость тихоходной ступени
      
   2. 
      Определение геометрических размеров зубчатых колес
      
   3. 
      Проектировочный расчет быстроходной ступени
      
   4. 
      Компоновка редуктора
      
   5. 
      Расчет зубьев на изгибную выносливость
      
4. 
   Проектировочный расчет валов
   
5. 
   5.1. Выбор подшипника качения
   

5.2.

5.3 Компоновка

5.4. Конструкция крышки

6. 
   Шпоночное соединение
   
   1. 
      Конструкция и размеры
      
   2. 
      Выбор размера
      
   3. 
      Расчет шпоночного соединения
      
7. 
   Расчет подшипника качения
   
   1. 
      Рассчитываем подшипники быстроходного вала
      
   2. 
      Определение реакции в опорах
      
   3. 
      Определение эквивалентно-динамической нагрузки
      
   4. 
      Расчет подшипника качения на долговечность