Курсовая работа: Механизм подъема с увеличенной высотой перемещения груза (перематывающая лебедка)
.
3.9 Определение передаточного числа
и выбор передач
Передаточное число механизма
, (3.29)
.
Из соображений наиболее
рациональной компоновки по каталогу /9, с. 37/ подбираем
коническо-цилиндрический редуктор типа КЦ1-250 исполнения V с передаточным числом 6,29 для частоты вращения 600 об/мин,
КПД редуктора – 0,94, масса – 391 кг.
Диаметры концов валов:
- входного (конический) – 50 мм;
- выходного (цилиндрический) – 55 мм.
Передаточное число открытой передачи
, (3.30)
.
3.10 Определение тормозного момента
и выбор тормоза
Поскольку принята схема механизма с
двумя электродвигателями, принимаем соответственно два тормоза в приводе.
Тормозной момент каждого тормоза
, (3.31)
где kТ = 1,25 – коэффициент запаса торможения
для одного тормоза при установке двух тормозов в механизме / ПБ 10-382-00/;
Мгр - крутящий момент, необходимый для перематывания канатов
и подъема груза, кН∙м;
и - передаточное число механизма;
-
КПД механизма, принимаем = 0,9;
.
По каталогу /9, с. 45/ подбираем
тормоз двухколодочный типа ТКГ с максимальным тормозным моментом МТтах = 2,5 кН∙м.
Основные параметры тормоза:
- типоразмер – ТКГ-500;
- диаметр тормозного шкива – 500 мм;
- ширина тормозных колодок – 200 мм;
- масса тормоза – 155 кг.
3.11 Расчет открытой зубчатой
передачи
3.11.1 Тип передачи и числа зубьев
Поскольку окружная скорость в
зацеплении открытых пар невелика, используем прямозубое зацепление. Примем
число зубьев шестерни Zш = 21, тогда число зубчатого колеса
, (3.32)
.
Принимаем Zк = 50.
Теперь можно уточнить некоторые
параметры передачи, а именно:
- уточненное передаточное число
открытой передачи
, (3.33)
;
- уточненное передаточное число
механизма
, (3.34)
;
- уточненная частота вращения
барабана
, (3.35)
;
- уточненная скорость подъема груза
, (3.36)
,
отличается от заданной
незначительно – лишь на 0,5 %;
- скорость каната
, (3.37)
.
3.11.2 Выбор материалов открытой
пары
Учитывая повышенную ответственность
(механизм подъема) и тяжелые условия работы (открытая пара), выбираем
легированную и углеродистую улучшенные стали:
- для шестерни
сталь 45Х по ГОСТ 4543-71
улучшенную с механическими свойствами /10, с. 69, таб. 40/ или /11, с. 202, таб.
10, 11/ σВ = 834 МПа,
σТ = 638 МПа, σ-1 = 392 МПа и твердостью НВ 250;
- для колеса
сталь 45Л по ГОСТ 977-65 улучшенную
с механическими свойствами /10, с. 70, таб. 40/ σВ = 738 МПа, σТ = 392 МПа, σ-1 = 294 МПа и твердостью НВ 220.
3.11.3 Допускаемые напряжения
изгиба
Учитывая одностороннее нагружение
передачи (основная нагрузка – на подъем груза), принимаем пульсирующий характер
изменения напряжений, тогда /12, с. 253/
, (3.38)
где -
предел выносливости зубьев при пульсирующем цикле =1,4;
[n] –
коэффициент запаса прочности, [n]ш = 1,6 для кованой шестерни при
улучшении, [n]к
= 1,8 для литого колеса при нормализации или улучшении /12, с. 254, таб. 15.5/;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений в корне зуба, для стальных
нормализованных или улучшенных колес =1,8
/13, с. 223, таб. 31/;
-
коэффициент режима нагружения для изгиба
, (3.39)
где -
базовое число циклов, принимаемое при расчете на изгиб равным от 2∙106 до 5∙106 циклов;
N – общее
число циклов соответствующего зубчатого колеса за весь срок службы;
, (3.40)
где п – число оборотов
рассчитываемого колеса в минуту, для колеса пк = пб =
38,07 об/мин, для шестерни пш
= пкиоп = 38,07∙2,38=90,6 об/мин;
Т – количество часов работы
передачи за весь срок службы, если принять нормальный срок службы крана 12 лет,
260 рабочих дней в году при двухсменной работе по 8 часов в смену, то получим Т
=12∙260∙2∙8 = 49920 ч;
с – число зацеплений
рассчитываемого колеса, для шестерни сш
= 2, для колеса ск = 1.
.
Таким образом, общее число циклов
работы, как шестерни , так и колеса больше базового , значит, отношение /N<1,
а в этом случае следует принимать значение коэффициента кр = 1.
Тогда допускаемые напряжения изгиба
для шестерни
.
Допускаемые напряжения изгиба для
колеса
.
3.11.4 Допускаемые контактные
напряжения
Для зубьев передачи, находящихся
под воздействием переменных нагрузок, допускаемые контактные напряжения
определяют с учетом переменности режима и срока службы передачи /13, с. 231/:
, (3.41)
где -
базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий
базовому числу циклов нагружения N0, =
26 НВ /13, с. 230, тааб. 33/;
кр – коэффициент режима нагружения для контактных напряжений,
, (3.42)
где -
базовое число циклов при расчете на контактную прочность, принимаемое для
среднеуглеродистых и легированных нормализованных и улучшенных сталей 107 циклов;
-
общее число циклов нагружения, , .
Таким образом , общее число циклов
работы, как шестерни , так и колеса больше базового , а в этом случае следует
принимать значение коэффициента кр
= 1.
Тогда допускаемые контактные
напряжения:
- для шестерни
;
- для колеса
.
В качестве расчетного принимаем
меньшее из двух =583 МПа.
3.11.5 Определение модуля
зацепления по напряжениям изгиба
, (3.43)
где М – крутящий момент на соответствующем
зубчатом колесе:
- на шестерне
, (3.44)
.
- на колесе
, (3.45)
где =1,1
– коэффициент неравномерности распределения момента;
.
k – коэффициент
расчетной нагрузки, для предварительных расчетов можно принимать k = 1,3 – 1,5, принимаем k =1,4;
-
коэффициент прочности зубьев по изгибу, принимаем по таблицам /14, с. 263, таб.
35/ в зависимости от количества зубьев: для шестерни при zш = 21 =
4,3 при нулевом смещении исходного контура, для колеса при zк
= 50 =3,73 при нулевом смещении
исходного контура;
=в/т
– коэффициент ширины зуба по модулю, для прямоугольных колес принимается равным
6 – 10, принимаем =10.
Установим расчетное значение
модуля:
- по шестерне
,
.
Поскольку при расчете открытых
зубчатых передач с целью компенсации влияния износа на уменьшение толщины
зубьев рекомендуется увеличение модуля на 8 – 15 % /12, с. 252/, принимаем
значение модуля т = 22 мм.
3.11.6 Основные геометрические
параметры открытой передачи
Колесо:
- диаметр начальной окружности
, (3.46)
;
- ширина зубчатого венца
, (3.47)
;
- диаметр окружности выступов
, (3.48)
;
- диаметр окружности впадин
, (3.49)
.
Шестерня:
- диаметр начальной окружности
, (3.50)
;
- ширина зубчатого венца
, (3.51)
;
- диаметр окружности выступов
, (3.52)
;
- диаметр окружности впадин
, (3.53)
.
Межосевое расстояние
, (3.54)
.
3.11.7 Окружная скорость в
зацеплении и степень точности передачи
, (3.55)
.
Примем 8-ю степень точности
передачи в соответствии с рекомендациями /10, с. 81, таб. 47/.
3.11.8 Уточненное значение
коэффициента расчетной нагрузки
, (3.56)
где -
коэффициент концентрации нагрузки, для прирабатывающихся прямоугольны и косозубых
передач при переменном режиме нагружения можно принимать:
, (3.57)
=
1,2 для вш/dш = 230/462 = 0,5 / 14, с. 282, таб. 38/;
-
коэффициент динамичности нагрузки, для 8-ой степени точности и окружной
скорости до 3 м/с = 1,25 /14, с.
284, таб. 39/;
,
.
3.11.9 Проверка передачи по
контактным напряжениям
, (3.58)
где -
коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцового перекрытия , можно принимать = 0,9, что соответствует
коэффициенту перекрытия = 1,6.
(расчет в данной формуле выполнен в
кг и см).
Открытая зубчатая пара
удовлетворяет условиям контактной прочности.
3.12 Ориентировочное определение
диаметров валов и осей
Приводной вал (вал ведущей
шестерни)
, (3.59)
где М=Мш=9,76 кН крутящий момент на валу ведущей шестерни;
-
допускаемые касательные напряжения, принимаем пониженные значения = 200кг/см2 = 19,6 МПа.
.
Принимаем d1= 180 мм, тогда диаметр под шестерню d1ш = 160 мм, под подшипник – d1п =150
мм, под муфту соединительную – d1м = 120 мм.
Ось барабана.
Поскольку ось работает только на
изгиб, примем ее диаметр ориентировочно, а в дальнейшем проверим по напряжениям
изгиба.
Итак , ориентировочно принимаем
диаметр оси в среднем сечении d2 = 250 мм, тогда диаметр под зубчатое колесо (венец) d2к = 220 мм, диаметр под подшипник d2п
= 180 мм.
3.13 Предварительный выбор
подшипников
Учитывая высокую радиальную
нагруженность опор и трудность обеспечения полной соосности при монтаже
привода, выбираем роликоподшипники радиальные сферические двухрядные типа 3000
/16, с. 466, таб. 7/. Для приводного вала – подшипник 3530 (d
= 150 мм, D = 270 мм, В = 73 мм); для опор барабанов – подшипник 3536 (d = 180 мм, D = 320 мм, В = 86 мм).
3.14 Подбор соединительных муфт
3.14.1 Соединение электродвигателя
с редуктором
Рабочий, длительно действующий на
соединяемых валах, крутящий момент
, (3.60)
где -
суммарный момент, кН∙м;
и = 14,97 - передаточное число
механизма
=
1,1 – коэффициент неравномерности распределения момента;
.
Диаметры соединяемых валов: вала
электродвигателя – 90 мм (конический); вала редуктора 50 мм (конический).
По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфту
зубчатую одиночную № 3 с тормозным шкивом с наибольшим передаваемым крутящим
моментом Мкр = = 3,15 кН∙м.
Наибольшие диаметры расточек под валы d = 90 мм (цилиндрическая) и d = 95 мм ( коническая), диаметр тормозного шкива D = 300 мм, масса муфты – 30 кг, момент инерции I = 0,6 кг∙м2.
Страницы: 1, 2, 3, 4
|