Расчет лебедки. Выбор параметров редуктора, лебедки подъема мостового крана
![]()
|
Глава 1. Выбор параметров редуктора, лебедки подъема мостового крана. Выбор диаметра каната. Выбор по разрывному усилию. При Q=T (т) Учитывая, что груз на 4 канатах (2*2=4) Sk= ![]() ![]() Требуемое разрывное усилие каната ![]() Выбор диаметра каната для заданной маркировочной группы: (F0>F)=> dk=9.7мм, при F0=56.1 кH 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= ![]() ![]() ![]() Частота вращения барабана nб= ![]() б) вращ. Момент на барабане при кпд сдвоенного канатного полиспаста ![]() Mб=2*Sk* ![]() ![]() 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. Передаточное отношение редуктора i = 15 Частота вращения выходного вала ![]() ![]() Крутящий момент на выходном валу ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Силовой и кинематический расчет привода. Схема двухступенчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью. ![]() 2.1 Разбивка передаточного отношения редуктора по его ступеням. i= ![]() ![]() 14.56=i=UБ*UT – в редуктора силовых (не приборах) I=UТ*UБ m∑ ![]() Найдём передаточные числа ступеней из условия получения m редуктора : m∑ ![]() ![]() ![]() Передаточное число тихоходной ступени. ![]() Передаточное число быстроходной ступени. ![]() 2.2. Расчёт частоты вращения валов. Вал Б ![]() Вал П ![]() Вал Т ![]() 2.3 Расчет крутящего момента на валах. Вал Т ![]() Вал П ![]() ![]() ![]() Вал Б ![]() ![]() Расчет зубчатых передач В соответствии с видами отказа установлено 4 вида расчета (ГОСТ 21354-87)
В курсовом проекте выполнено 2 расчета: Расчет на контактную выносливость в форме проектирования, с которого найдем межосевое расстояние, диаметр зубчатого колеса, ширина зубчатого винца (исключили появления питтинга); Расчет на изгибную выносливость в форме проверочного (проверим ранее заданное значением модуля). Проектировочный расчет на контактную выносливость тихоходной ступени. Исходная формула для определения межосевого расстояния: ![]() ![]() ![]() ![]() = 153 мм Принимаю ![]() Где, ![]() ![]() ![]() ![]() При выборе ![]() 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 ![]() ![]() ![]() а) Выбор допускаемого напряжения в расчете на контактную выносливость, определяется экспериментально ![]() Учитывают: Твердость рабочих поверхностей HB<350, HB>350 и химическая термообработка; Ресурс – продолжительность работы передачи до предельного состояния; 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 ![]() ![]() ![]() Эквивалентное время работ: ![]() В основу определения ![]() ![]() Базовый предел контактной выносливости: Колесо: ![]() Шестерня: ![]() Базовое число циклов напряжений Колесо: ![]() Шестерня: ![]() Эквивалентное число циклов ![]() ![]() Колесо: ![]() ![]() Шестерня: ![]() ![]() Допускаемое напряжение для колеса и шестерни ![]() ![]() Zx=1 Sн- коэф. безопасности 1.1-HB<350-2 1.2-HB>350-1 Колесо: ![]() ![]() ![]() Шестерня: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() = 153 мм Принимаю ![]() Ширина колеса: ![]() Определение геометрических размеров зубчатых колес. ![]() ![]() Задаем модель m основываясь на статистических данных: m = (0,01 … 0,02) * ![]() Принимаем m =3 мм Угол наклона из условия кратности ширины ( ![]() Из усл. кратности ширины зубч. венца к осевому шагу ![]() ![]() ![]() sin ![]() ![]() ![]() sin ![]() ![]() ![]() (a= ![]() ![]() Находим числа зубьев: ![]() ![]() ![]() Шестерни ![]() ![]() ![]() Колеса ![]() ![]() ![]() Угол наклона: Cosβ = ![]() ![]() β= ![]() Геометрические размеры зубчатого колеса: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка: ![]() ![]() Диаметр вершин при ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() диаметр впадин df=d-2m df1=73.143 -6=67.143мм df2=246.857 -6=240.857мм Ширина шестерни. ![]() ![]() ![]() bw=b2=80 мм b1=1.1*b2=88 мм Проектировочный расчет быстроходной ступени Зададим межосевое расстояние, основываясь на данных статистики редукторов крановых механизмов ![]() ![]() ![]() Принимаем ![]() Ширина зубчатых венцов Зададим ширину зубчатого венца при несимметрич. разм. зубч. колес 2) ![]() ![]() ![]() bw=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 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Z2= ![]() ![]() Угол наклона (окончательный) Cosβ= ![]() ![]() β= ![]() Геометрические размеры зубчатого колеса: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка: ![]() ![]() Диаметр вершин при ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() диаметр впадин df=d-2.5m df1=42.3 -5= 37.3мм df2=193.7 -5=188.7 мм 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: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Расчетная формула: ![]() ![]() ![]() ![]() Коэффициент формы зуба и концентрация напряжения найдем методом теории упругости: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() m= ![]() ![]() ![]() ![]() Коэффициент влияния узла наклона (зуб не балка, а пластина, волевое решение) ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Расчет на напряжения: Колесо: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Шестерня: ![]() ![]() ![]() Допускаемые напряжения Допускаемое напряжение в расчете на изгиб выносливости (экспериментальным путем). Приближенная зависимость (Yi=1) ![]() ![]() Колесо, ub < 350 (норм. улучш.) ![]() Шестерня, ТВЧ, контурная закалка, сталь 40ХН ![]() Доп. напр.: ![]() ![]() ![]() ![]() 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 = ![]() ![]() ![]() ![]() Формула проектировочного расчета: d=10* ![]() Вал Б: ![]() ![]() Диаметр концевой части: ![]() ![]() ![]() Диаметр вала под подшипник качения: ![]() Диаметр заплечника ![]() Вал П: под ПК ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() За подшипник качения ![]() Вал Т: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Под подшипник качения (из отношения ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 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:
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 ![]() Конструкция колес редуктора. HB ![]() В этом случае, с целью снижения трудности механообработки колеса, делают с массивными дисками. (Элементы колеса: обод, ступица, диск). Ступень быстроходная d=35мм Dст= ![]() Обод ![]() ![]() ![]() C = 0.5*b2=0.5*35=17.5мм Ступень тихоходная d=100мм Dст= ![]() Обод ![]() ![]() ![]() C = 0.5*b2=0.5*80=40мм Галтель R ![]() HB ![]() δ=4*m=4*3=12 мм ![]() 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 ![]() ![]() ![]() ![]() 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 = ![]() b =12 мм h =8 мм ![]() ![]() Вал П – под колесом: d = ![]() ![]() b =16 мм ![]() h = 10мм ![]() Вал Т – под колесом: d = ![]() ![]() b =25 мм h =14 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: Вал - |