Материал: Расчет привода механизма передвижения мостового крана

=1

для средних значений коэффициента торцового перекрытия  и 8-й степени точности =.

Проверяем прочность зуба колеса:

МПа  МПа.

Условие прочности выполнено.

Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

Принимаем для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка -улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала

 = 2HB + 70.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора, когда число циклов нагружения больше базового, K_KL= 1; коэффициент безопасности при объемной закалке [S_H] = 1,1

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

МПа ;

допускаемое контактное напряжение для колеса

МПа.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости

активных поверхностей зубьев

м.

Примем по ГОСТ 2185-66  =140 мм.

Нормальный модуль зацепления

мм.

По ГОСТ 9563-60 принимаем т_п= 2,5мм.пределим числа зубьев шестерни и колеса:

принимаем z₁ = 37,3; тогда z₂ = zu =.

Основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры

м;

мм.

Проверка

мм.

Диаметры вершин зубьев

мм;

мм.

Ширина колеса b₂ = = 0,25 • 140 = 35 мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 40 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

м/с,где = 99,3 рад/с.

При данной скорости и повышенной твердости принимаем 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

= 0,42;  = 1,02; =1,06; =1,05.

Таким образом,

Проверка контактных напряжений

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная =

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле.:

σ_F=F_tK_FY_FY_βK_Fα / bm_n≤[σ_F]

Здесь коэффициент нагрузки K_F=K_Fβ*K_Fv=1,05*1,25=1,31

Эквивалентное число зубьев: у шестерни z_v1=z₁=37,3

у колеса z_v2=z₂=74,6_F1=3,75 и Y_F2=3,61.

Допускаемое напряжение по формуле σ°_Flimb / [S_F].

Для шестерни σ°_Flimb=1,8*200=360 МПа; для колеса σ°_Flimb=1,8*270=486МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_F1]=360/1,75=205 МПа

для колеса [σ_F2]=486/1,75=278 МПа

Находим отношения [σ_F]/Y_F:

для шестерни 205/3,84=53,5 МПа

для колеса 278/3,6=77,1 МПа

Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα: Y_β=1; K_Fα=(4+(ε_α-1)(n-5))/4 ε_α,для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_α=1,5; K_Fα=0,92

Проверяем прочность зуба колеса по формуле σ_F2=F_tK_FY_FY_βK_Fα / b₂m_n≤[σ_F]

σ_F2=3254*1,31*3,61*0,91 / 35*2,5=160,04 Мпа <[σ_F2]

Условие прочности выполнено.

Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего T_к1 = Т₁ = 16,8·10 ³ Н·мм.

ведомого Нмм

Ведущий вал

Диаметр выходного конца определяем при допускаемом напряжении = 25 МПа, чем учитываем влияние натяжения от ременной передачи.

принимаем d_B1 = 22 мм.

Диаметр под подшипниками примем d_п1 = 30 мм;

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала d_B2 определяем при меньшем  = 20 МПа,

принимаем d_B2 = 32 мм.

Диаметр под подшипниками d_n2 = 30 мм, под зубчатым колесом d_K2 = 35 мм.

Выбор подшипников

Выбор типа подшипника для данных условий работы редуктора зависит от передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, схемы установки.

Предварительно намечаем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Подшипники установлены враспор, обе опоры фиксирующие.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

Колесо кованое:

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска:

 Принимаем С=10мм

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025a+ 1 = 0,025· 80 +1 = 30 мм;

принимаем δ=8

δ₁ = 0,02a + 1 = 0,02· 80 + 1 = 2,6 мм;

принимаем δ=8

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1,5δ = 1,5·8= 12 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5·8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса:

ρ = 2,35δ = 2,35·8 = 19мм;

принимаем ρ = 20

Диаметры болтов:

фундаментных d₁ = (0,030,036)a+12= (0,030,036)80+12=14,414,88 мм; принимаем фундаментные болты с резьбой М14;

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

₂ = (0,7~0,75)d₁ = (0,7~ 0,75)14 = 9,8 ~108,5 мм;

принимаем болты с резьбой M10;

Болтов, соединяющих крышку с корпусом,

₃ = (0,5 ~ 0.6)d₁= (0,5~0,6)14 = 7~8,4 мм;

принимаем болты с резьбой M8.

Выбор муфты

Ведущая и ведомая полумуфты в виде круглых дисков (1), которые своими ступицами (2) установлены на концах валов с использованием шпоночного соединения <https://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%A8%D0%BF%D0%BE%D0%BD%D0%BE%D1%87%D0%BD%D0%BE%D0%B5_%D1%81%D0%BE%D0%B5%D0%B4%D0%B8%D0%BD%D0%B5%D0%BD%D0%B8%D0%B5> (3). Оба диска соединены болтами <https://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%91%D0%BE%D0%BB%D1%82> (4). В одном из дисков между болтом и отверстием вложены резиновые втулки (5). Резиновые втулки могут сглаживать вибрации и колебания, которые возникают на приводном валу и в некоторой степени компенсировать динамические нагрузки во время запуска и торможения.

Для соединения выходных концов вала редуктора и вала электродвигателя применяют устройства , называемые муфтой.

Согласно заданию для этой цели применено муфта упругая втулочно-пальцевая.

Муфты получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они умеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

Полумуфта изготовлена 315-1-40-1-У2 (ГОСТ 20884-93);

=3920*0,3=1176

Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях -разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями!

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии aw = 189 мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку.

Вычерчиваем на двух проекция* червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса ~15 мм.

Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии l₁d_aM2 = 228 мм один от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые легкой серии для червяка и для вала червячного колеса.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Быстроходный вал

Определяем реакции в подшипниках:

Дано:

Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

) Строим эпюру крутящих моментов, Нм:

) Определяем суммарные радиальные реакции, Н: