• RU
  • icon На проверке: 3
Меню

Привод ведущих колёс тележки мостового крана

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 501 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Привод ведущих колёс тележки мостового крана

Состав проекта

icon
icon
icon Редуктор.cdw
icon Редуктор.bak
icon Рама.cdw
icon Стакан.cdw
icon Спец1.doc
icon Привод.cdw
icon 5.2.doc
icon Ведущий вал.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Редуктор.cdw

Редуктор.cdw
Техническая характеристика
Крутящий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Передаточное число 5
КПД редуктора не менее 88%
Срок службы не менее 10 лет при двехсменной работе.
Редуктор реверсивный.
Технические требования
Осевое перемещение ведущего вала 0
Осевое перемещение ведомого вала 0
Боковой зазор между зубъями конической передачи 0
Редуктор залить маслом И-25А ГОСТ 20799-75.
Редуктор обкатать под нагрузкой не менее 50% от
Не допускать течь уплотнений и повышенный шум.
После окатки масло заменить.
Пятнро контакта в зацеплении колес по длине зуба
по высоте зуба не менее 55%
Плоскость разьема корпуса редуктора и крышки редуктора
перед окончательной сборкой покрыть герметиком
Зазоры в подшипниках регулировать прокладками до 0
Неокрашенные наружные детали покрыть эмалью
ХВ-124 ГОСТ 10744-74

icon Рама.cdw

Рама.cdw
Технические требования
Сварочные соединения по ГОСТ 5264-80 Электродами
типа Э-42А по ГОСТ 9467-75
Для снятия напряжения сварочные швы термообработать.
Сварочные швы механически обработать до Rэ=80 мм.
Отклонение размера по диагонали между осями отверстий
Н12 в каждой группе не более
Необработанные поверхности покрыть эмалью ХВ-124
коричневая ГОСТ 10744-74.

icon Стакан.cdw

Стакан.cdw

icon Спец1.doc

Пояснительная записка
Кольцо маслоудерживающее
Редуктор конический одноступенчатый
Гайка М2815 ГОСТ 11871-83
Шайба 2801 ГОСТ 3129-70
Штифт 10х30 ГОСТ 3129-70
Манжеты ГОСТ 8752-70
Прокладка установочная
Муфта упругая со звездочкой
Швеллер 14ГОСТ8240-72
Швеллер 18аГОСТ8240-72

icon Привод.cdw

Привод.cdw
Технические требования:
Угловое смещение валов двигателя и редуктора не более 30
Привод обкатать в течение 5 мин. в каждую сторону без
нагрузок. Течь уплотнений и повышенный шум не допускается.
Все не окрашенные наружные поверхности предохранить от
корозии смазкой ПВК ГОСТ 19537-74
Осевое смещение валов 0
Техническая характеристика:
Мощность на тихоходном валу 35 кВт.
Частота вращения выходного вала 125 обмин.
Передаточное число привода 5.5
Питающее переменное напряжение 220380
Потребляемая мощность 11 кВт

icon 5.2.doc

Кинематический и силовой расчёт привода 5
1 Выбор электродвигателя .. .. 5
2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач 6
3 Частоты вращения угловые скорости мощности и моменты на валах привода 6
Расчёт зубчатых колёс редуктора 7
1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения 7
2 Расчет геометрических параметров конической зубчатой передачи 10
3 Проверочный расчет прочности зубьев конической передачи 12
Расчет цепной передачи 16
Конструктивные размеры колеса и шестерни 10
Конструктивные размеры корпуса редуктора 11
Расчёт параметров цепной передачи 12
Первый этап компоновки редуктора 14
Проверка долговечности подшипников 16
1 Подшипники ведущего вала 16
2 Подшипники ведомого вала 18
Второй этап компоновки редуктора 20
Проверка шпоночных соединений 21
1 Шпоночные соединения на ведущем валу 21
2 Шпоночные соединения на ведомом валу 21
Вычерчивание редуктора 23
Посадки основных деталей редуктора 24
Выбор сорта масла 25
По заданию 5 и варианту 2 для схемы привода изображенного на рисунке решить задачи:
- Выбрать асинхронный двигатель;
- Вычислить скорость вращения мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;
- Рассчитать зубчатую коническую передачу;
- Рассчитать цепную передачу;
– вал электродвигателя асинхронный; 2 – вал ведущей шестерни; 3 – вал ведомой шестерни; 4 – ось ведущих колес; 5 – корпус редуктора; 6 – подшипники; 78 – ведущее и ведомое соответственно звездочки цепной передачи; 9 – цепь; 10 – электродвигатель; 11 – колесо ведущее; 12 – рельс.
Рисунок 1 – Схема привода
Крутящий момент на ведомой звездочке цепной передачи Т4 и угловая скорость вращения этой звездочки 4 равны соответственно 160 Нм и 27 радс.
Расчетный срок службы редуктора 10 лет при двухсменной работе.
Кратковременные перегрузки не превышают двукратную номинальную нагрузку.
Кинематический и силовой расчет привода
1 Выбор электродвигателя
1.1 Требуемая мощность электродвигателя
где Р4 - мощность на ведомой звездочке (на выходе привода) кВт;
где- соответственно КПД муфты зубчатой конической цепной передач и пары подшипников качения.
Руководствуясь рекомендациями 1 с.30 принимаем .
После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода
и требуемую мощность электродвигателя
1.2 С учётом требуемой мощности Ртр = 0488 кВт рассмотрим возможность выбора
асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Рн = 055 кВт 2 с.390. Для двигателя недогрузка составляет (0488– 055)100% 055=1125%.
Для двигателей мощностью 055 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения nн: 6825 900 13905 2745 обмин.
Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода iср вычисленное по примерно средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для ременной зубчатой и цепной передач соответственно iср з=5 iср ц=52 с.7. После перемножения получим в результате iср=55=25.
При таком передаточном отношении привода и частоте вращения его ведомого вала обмин потребуется двигатель с частотой вращения n=icpn4=25 25783= 644.575 обмин.
1.3 Окончательно выбираем 2 с. 390 ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А80B8 со следующими параметрами:
- номинальная мощность Рн= 055 кВт;
- номинальная частота вращения nн= 6825 обмин;
- отношение пускового момента к номинальному ТnТн=16.
2 Передаточное отношение привода и отдельных его передач
Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного
iобщ= n1: n4= nн : n4(2.3)
Расчет по формуле (2.3) дает iобщ= 6825 : 50= 2647.
Примем 2 с. 6 передаточные отношения:
- для зубчатой конической передачи – iз= 55.
Тогда на долю цепной передачи остается передаточное отношение
iц= iобщ: iз = 2647 : 55= 4813.
Проверка iобщ= 554813= 2647 убеждает в правильности вычислений.
3 Частоты вращения угловые скорости мощности и моменты на валах привода
3.1 Частоты вращения валов:
n4=n3:iц=1249 : 4813=2578 обмин.
3.2 Угловые скорости валов:
3.3 Мощности на валах привода:
P2=P1м=0488099=0483 кВт ;
P3=P2зп=0483097099=0464 кВт;
P4=P3цп =0464094099=0432 кВт.
Примечание. Здесь и далее мощность действующую на первом валу принимаем за номинальную для использования в перспективе двигатель на полную мощность.
3.4 Моменты на валах привода:
T1=P1: 1=0488103:7147=6829 Нм
T2=P2: 2=0483103:7147=6758 Нм
T3=P3: 3=0464103:12994=35708 Нм
T4=P4: 4=0432103:2699=160059 Нм
3.5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя)
T1max= Tn=2 Tn см.пункт 2.1.3.
Номинальной мощности двигателя Pн=055 кВт соответствует номинальный момент
Tн=Pн: 1=0.55103:7147=7695 Нм. Отсюда T1max=2 Tn=27695=15391 Нм
Очевидно при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты рассчитанные при передаче требуемой мощности (см. пункт 2.3.4) в T1max: T1=15391: 7695 =2 раза.
Исходя из этого соображения получаем:
T1max= T12=68292=13658 Нм
T2max= T22=67582=13516 Нм
T3max= T32=357082=71416 Нм
T4max= T42=160059 2=320118 Нм
3.6 Результаты расчетов выполненных в подразделе 2.3 сведены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 – Частоты вращения скорости мощности и моменты на валах привода.
Расчёт зубчатых колёс редуктора
1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения
1.1 Задание не содержит ограничений на габариты привода поэтому для зубчатых колес назначаем малолегированную конструкционную сталь 40Х по ГОСТ 4543 – 71. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием ) материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства 2 с. 34:
ТвердостьНВ 270 300НВ 245 260
Предел текучести не менее690 МПа540 МПа
Предел прочности не менее930 МПа830 МПа
1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае 2 с. 33
где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов МПа;
КHL– коэффициент долговечности;
[SH] – коэффициент безопасности.
Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 2 с. 27
Коэффициент долговечности 2 с. 33
гдеNHO – базовое число циклов;NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов NHO= 107 2 с. 33.
Эквивалентное число циклов 3 с.184
Гдес – число зубчатых колес сцепляющихся с рассматриваемым колесом;
n – частота вращения этого колеса обмин;
t – срок службы передачи в часах.
Для шестерни и для колеса с = 1 n2= 6825 обмин n3= 12409 обмин. По заданию на расчетную работу срок службы составляет 10 лет при двухсменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250 а продолжительность смены – 8 часов получим t =2502810=40000 часов.
Расчет по формуле (3.4) дает для шестерни и колеса соответственно:
NHЕ2=601682540000 164107
NHЕ3=6011240940000 30107.
Без вычислений видно по формуле (3.3) что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы так как NHЕ2 > NHO и NHЕ3 > NHO. В таком случае следует принимать KHL= 1 2 с. 33.
Если взять [SH]З = 115 2c. 33 то расчет по формуле (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно
В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость 2 с. 35
при соблюдении условия
где и - соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса вычисленные по формуле (3.1) МПа;
- меньшее из двух напряжений входящих в правую часть формулы (3.5) МПа.
Расчет по формуле (3.5) дает для пары . Условие выполняется так как 21915 123487=599.
1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес из улучшенной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле:
При = 540 МПа минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1
1.4 Допускаемые напряжения при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляется по формуле 3 с. 190
KFL - коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;
KFC - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья в случае реверсивной передачи;
[SF] - допускаемый коэффициент безопасности запаса прочности.
По рекомендации 2 с.43 45 берем:
- для нормализованных и улучшенных сталей = 18НВ;
- при одностороннем нагружении зубьев принимая привод не реверсивным KFC= 1;
- для остальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [SF]= 175.
Коэффициент долговечности 3 с. 191
гдеm- показатель корня;
NFO- базовое число циклов;
NFE- эквивалентное действительное число циклов.
Для колес с твердостью зубьев до и более НВ 350 коэффициент m равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается NFO=4106.
Для обоих колес NFE имеет те же численные значения что и NHE см. пункт 3.1.2. Оба эти значения для шестерни – 164107 для колеса – 30107 больше NFO=4106. Поэтому принимается коэффициент долговечности KFL= 1.
Расчет по формуле (3.7) дает соответственно для шестерни и колеса
1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350
Расчет по этой формуле с учетом характеристик материала см.пункт 3.1.1 дает для шестерни и колеса соответственно
2 Расчет геометрических параметров конической зубчатой передачи
Межосевое расстояние конической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев 2 с. 32
гдеКa - коэффициент равный 495 и 43 для прямозубых и косозубых колес соответственно;
u- передаточное число зубчатой пары;
Т3- момент на колесе на большем из колес Нм;
КHb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- допускаемое контактное напряжение МПа;
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
Передаточное число u=i3=55 передача понижающая а момент Т3=35708 Нм. Допускаемое напряжение = 21915 МПа вычислено в пункте 3.1.2.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию = 025 возьмем по рекомендации 2 с.33 рассматривая коническую прямозубую передачу.
Каждое колесо передачи расположено несимметрично относительно опор для этого случая примем пока ориентировочно КHb =115 .
В итоге расчет по формуле (3.10) дает
Межосевое расстояние округляем до стандартного значения = 125 мм 2 с.36.
Нормальный модуль 2 с.36 mn= (001 002)= (001 002)125= (125 25) мм. Из стандартного ряда модулей 2 с.36 берем mn= 2 мм.
Для конической передачи назначим предварительно угол наклона b = 35° 2с. 48.
Тогда число зубьев шестерни
Примем z2= 16 тогда число зубьев колеса z3= z2u=1655=88.
Фактическое передаточное отношение iЗ=u=zзуб:z2=88 : 16 = 55 т.е. не отличается от принятого ранее в подразделе 2.2.
Оно соответствует b=15°.
При обработке шестерни с числом зубьев z2=16 подрезание исключается так как условие неподрезания 2с.38 zmin=17cos2bz2=16 соблюдено что видно без расчета.
Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно
Правильность вычислений подтверждается проверкой:
Диаметры вершин зубьев
da2=d2+2mn=3846 + 22=4246 мм da3=d3+2mn=21154 + 22=21554 мм.
b2=ybaa=025125=312531 мм.
Шестерню возьмем шире колеса на 5 мм. Таким образом ширина шестерни b3=b2 + +5=31 + 5 = 36 мм. Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybdзуб=b3 :d3=36 : 21554= =0167.
3 Проверочный расчет прочности зубьев конической передачи
3.1 Расчетное контактное напряжение для конических прямозубых передач 2 с. 31
гдеKH - коэффициент нагрузки;
b - ширина колеса расчетная наименьшая.
Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.
Окружная скорость колес
При такой скорости назначаем восьмую степень точности 2с.32.
Коэффициент нагрузки 2с.32 при проверочном расчете на контактную прочность
KH= KHa KHb KHn (3.12)
гдеК - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
KHb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба по ширине венца;
KHn - коэффициент учитывающий дополнительные динамические нагрузки динамический коэффициент.
По рекомендациям 2 с.3940 назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:
-KHa = 109 при окружной скорости Jт=15 мс и восьмой степени точности;
-KHb = 104 при значении коэффициента ybd4=025 твердости зубьев менее НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор;
-KHn = 1 при окружной скорости J5 мс восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.
Расчет по формуле (3.12) дает КH= 109 104 1= 1133.
Ширину колеса b = 36 мм рассматривая по-прежнему коническую пару. Момент на колесе Т3= 35708 Нм см.раздел 2.
Расчет по формуле (3.11) дает
3.2 Расчет зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом Т3max= 71416 Нм дает
3.3 Напряжения изгиба зубьев прямозубых конических колес при проверочном расчете на выносливость вычисляются по формуле 2с.46
гдеFt - окружная сила Н;
КF- коэффициент нагрузки;
YF- коэффициент формы зуба;
Yb- коэффициент компенсирующий погрешности возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы что и для прямых;
KFa - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
B - ширина колеса находящаяся в зацеплении минимальная мм;
mn - модуль нормальный мм.
В зацеплении колес тихоходной передачи действуют следующие силы 2с.158:
Коэффициент нагрузки 2с.43
KF= KFb * KFn (3.14)
гдеKFb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;
KFn - коэффициент учитывающий дополнительные динамические нагрузки коэффициент динамичности.
Примем KFb= 105 2с.43 с учетом что твердость колес менее НВ 350
коэффициент yba=02504 а колесо расположено несимметрично относительно опор.
Назначим KFn = 11 учитывая дополнительно что окружная скорость J=15 мс 3мс а степень точности принята восьмая.
Тогда по формуле (3.14) KF = 105 11 = 1155.
Без расчетов руководствуясь только рекомендацией 2 с.47 возьмем KFa=092.
Коэффициент Yb определим по формуле 2с.46
Здесь b° - вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в градусах.
Коэффициент формы зуба YF для косозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев 2с.46 которое составляет
Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим 2с.42 YF2=361 YF3= 360.
Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) дает для шестерни и колеса соответственно
Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений МПа и МПа.
3.2Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются
также по формуле (3.13) куда вместо окружной силы FtТ рассчитанной для длительно передаваемой мощности следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках
После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба
Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений МПа и МПа.
3.5 Геометрические параметры колеса тихоходной зубчатой передачи обоснованные в результате расчетов сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 – Геометрические параметры колеса тихоходной зубчатой передачи
Межосевое расстояние мм
Нормальный модуль мм
Угол наклона зубьев град
Делительные диаметры мм
Диаметры вершин зубьев мм
Ширина венцов колес мм
Расчет цепной передачи
1 Для большей компактности передачи будем подбирать для нее
двухрядную роликовую цепь.
Для расчета приняты следующие исходные данные :
-вращающий момент на ведущей звездочке Т3=35708 Нм;
-частота вращения ведущей звездочки n3=12409 обмин;
-передаточное число передачи uц=iц=4813 поскольку передача
понижающая (см подраздел 22);
-передача расположена с наклоном линии центров звездочек менее 60°;
-смазка цепи периодическая;
-натяжение цепи регулируется периодически перемещением одной из звездочек;
-кратковременные перегрузки достигают 200% от номинальной агрузки;
-работа привода двухсменная.
2 Число зубьев ведущей звездочки 2 с. 148
Z3ц=31- 2uц=31-24813=21.37421.
Число зубьев ведомой звездочки
Z4=Z3цuц=214813=101073=101.
3 Шаг роликовой цепи в миллиметрах ориентировочно вычисляются по формуле
гдеТ1– вращающий момент на ведущей звездочке Н*м;
КЭ– расчетный коэффициент нагрузки эксплуатационный коэффициент;
z1 – число зубьев ведущей звездочки;
[P]– допускаемое давление в шарнире цепи МПа;
m – число рядов цепи.
Ранее уже определялись: Т1=Т3=35708 Нм;z3ц=21;m= 2.
Расчетный коэффициент нагрузки 2с.149
КЭ= КдКаКнКрКсмКп (5.2)
гдеКд – динамический коэффициент;
Ка – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния;
Кн – коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии центров передачи;
Кр – коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи;
Ксм – коэффициент учитывающий способ смазывания передачи;
Кп – коэффициент учитывающий периодичность работы передачи коэффициент
С учетом кратковременно действующих перегрузок примем Кд=125 2 с. 149. Возьмем Ка= 1 приняв межосевое расстояние aц=40t 2 с.150. Для принятого в пункте 4.1 угла наклона линии центров передачи менее 60° возьмем Кн=1 2 с.150.
Примечание – Значение коэффициентов Ка и Кн приняты условно так как полностью передачу мы не конструируем и поэтому компоновка не выявляет обоснованные данные для их назначения.
Для принятого способа регулирования натяжения цепи см. пункт 4.1 коэффициент Кр= 125 2 с.150. Для периодической смазки возьмем Ксм=14 2с.150. При работе в две смены Кп=125 2 с.150.
Расчет по формуле (4.2) дает
КЭ= 1251112514125=273.
Поскольку шаг цепи еще неизвестен то возьмем пока ориентировочно руководствуясь лишь частотой вращения малой звездочки n3= 12409 обмин допускаемое давление в шарнирах цепи [P]=27 МПа 2 с.150. Число рядов цепи m=2 принято ранее.
Расчетный шаг цепи по формуле (5.1)
4 Ближайшие по шагу стандартные двухрядные роликовые цепи имеют
нижеследующие характеристики 2 с.147
Обозначение цепи по ГОСТ 13568-75
Разрушающая нагрузка Q не менее кН .
Масса одного метра цепи q кгм
Площадь шарнира проекция опорной поверхности шарнира Аоп мм2 ..
Габаритная ширина цепи b мм ..
Расстояние между рядами А мм
Расстояние изнутри между пластинами одного ряда Ввн мм ..
5 Проверим первоначально цепь 2ПР-3175-17700 по условию Р[P].
Скорость цепи 2 с.153
Давление в шарнире цепи 2 с.150 при площади сечения шарнира Аоп=140мм2 см. пункт 4.4
Уточненное давление в шарнире цепи при шаге t=341 мм числе зубьев малой звездочки z3ц=21 и частоте вращения n3=12409 обмин 2 с. 150
Примечание – В последней формуле число 254 есть среднее значение табличных величин допускаемых давлений в МПа для частот 200 и 300 обмин.
Результат расчета показывает что условие Р[P] не выполняется.
6 Проверим поэтому на выполнение этого условия цепь 2ПР-1905-72000 имеющую больший шаг.
Давление в шарнире цепи 2 с.150 при площади сечения шарнира Аоп=211мм2 см. пункт 4.4
Уточненное давление в шарнире цепи при шаге t=341 мм числе зубьев малой звездочки z3ц=21 и частоте вращения n3=12409 обмин 2 с.150
В этом варианте расчета для цепи с шагом t= 341 мм условие Р[P] выполняется. Поэтому окончательно выбираем двухрядную роликовую цепь 2ПР-3175-17700 по ГОСТ 13568-75.
7 Число звеньев цепи при принятом ранее см. пункт 4.2 межосевом расстоянии aц=40t 2 с. 148
гдеat=aц:t ; zS=z3ц+ D=(z4-z3ц):2p.
Расчет величин входящих в формулу (4.3) дает
at=40; ZS=21+101=122; D=(101-21):(2314)=1273.
Расчетом по формуле (4.3) получим
Результат округляем до четного числа Lt=145
Уточненное межосевое расстояние 2с.149 при суммарном числе зубьев звездочек zS=122
Для свободного провисания цепи в конструкции передачи должна быть предусмотрена возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 13630004=545 мм. Округлим это значение до 5 мм.
Для восстановления натяжения цепи по мере ее износа конструкция передачи должна предусматривать также увеличение межосевого расстояния на 3% т.е. на 1363003=4089 мм. Округлим эту цифру до 40 мм.
8 Диаметры делительных окружностей звездочек 2с.148
Диаметры внешних окружностей звездочек 2с.148 при диаметре ролика цепи d1=8258 мм 2с.147
9 На цепь действуют следующие силы:
-окружная Ftц=29189 Н. Она определена была в пункте 4.6;
-центробежная Fn=qn2 2 c.151. Эта сила при массе одного метра цепи q=3.5 кгм см. пункт 4.4 и с корости цепи nц=1.48 мс см. пункт 4.6 имеет величину Fn=3.51.482= 7.66 Н;
-сила от провисания цепи Ff=981Кfqaц 2с.151. При максимально возможном коэффициенте Кf=6 горизонтальное расположение линии центров звездочек сила имеет величину Ff=98163.5136310-3=2808 Н.
10 Расчетная нагрузка действующая на валы цепной передачи 2с.154
Fв=Ftц+2Ff=29189 +22808 =85347 H.
11 Коэффициент запаса прочности цепи 2с.151 при разрушающе
нагрузке Q=211 кН см. пункт 4.4
Это значительно больше допускаемой величины [S] 94 2 с. 151 .
Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст):
Коническое зубчатое колесо кованое.
Его размеры: dae2=2256 мм; b2=34 мм.
Диаметр ступицы dст=16dк2=72 мм; длина ступицы принимаем lст=61 мм.
Толщина обода: принимаем
Толщина диска принимаем С=13 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки: принимаем принимаем
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки: нижнего пояса корпуса:
Диаметры болтов: фундаментных: принимаем фундаментные болты с резьбой М18; болтов крепящих крышку к корпусу у подшипника: принимаем болты с резьбой М12; болтов соединяющих крышку с корпусом: принимаем болты с резьбой М10.
Расчет параметров цепной передачи.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Передаточное число цепной передачи:
Число зубьев ведущей звездочки: ; принимаем .
Число зубьев ведомой звездочки: принимаем Проверяем iцп: отклонение что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки:
где кД – динамический коэффициент при спокойной нагрузке КД =1;
ка – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния Ка =1;
кн – коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии Кн =1;
кр – коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи при автоматическом регулировании цепи Кр =125;
кс =1 – при капельной смазке;
кп =125 – при двусменной работе;
Шаг однорядной цепи:
при по [1 табл. 7.18] примем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи:
по [1таб.7.15] принимаем цепь с шагом t=254мм; Q=60кН; q=26 кгм; F=1797 мм2
где Q – разрушающая нагрузка;
q – масса одного метра цепи;
F – проекция опорной поверхности шарнира.
Примем цепь ПР-254-6000 по ГОСТ 13568-75.
Окружное усилие цепи:
Проверяем давление в шарнире:
Межосевое расстояние:
Усилие от провисания цепи: кf = 6 при горизонтальном расположении цепи.
Сила давления на вал:
Основные размеры ведущей звездочки.
Диаметр делительной окружности:
Диаметр наружной окружности:
Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:
требуемый запас [S]=89 (см. [1 табл. 7.19]) т.о. условие выполнено.
Толщина диска звездочки:
где Ввн =1588 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена.
Первый этап компоновки редуктора.
Компоновку обычно производят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Выбираем способ смазки: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому что один из подшипников ведущего вала удален и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска чтобы уменьшить расстояние между опорами.
Подшипники валов расположим в стаканах.
Условные обозначения подшипника
Наносим габариты подшипников ведущего вала наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y1=6 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам контактных площадок. Найдём размер a1 определяющий положение радиальной реакции конического подшипника:
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника:
Примем размер между реакциями подшипников ведущего вала:
Размещаем подшипники ведомого вала наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии X=10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y2=10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).
Размер a2 определяет положение реакции подшипника от торца кромки подшипника.
Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала примем размер
. Нанесём габариты подшипников ведомого вала: замером находим расстояние от реакции подшипника до оси колеса и . Проверяем правильность замеров:
Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса отложив зазор между стенкой и зубьями колеса равный :
Намечаем положение звёздочки (на расстоянии y2 от торца подшипника ) и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника:
Проверка долговечности подшипников
Силы действующие в зацеплении:
-радиальная Рр1=439 Н;
По первому этапу компоновки и .
Определим реакции в горизонтальной плоскости:
Определим реакции в вертикальной плоскости:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
По [1 табл. 9.21] при имеем:
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка:
где V=1 – т.к. происходит вращение внутреннего кольца подшипника;
Кd =1 – коэффициент безопасности нагрузка без толчков;
КТ =1 – рабочая температура подшипника до 100oС.
Для конических подшипников при X=04 по [1 табл. 9.18] и Y=164 по [1 П7].
Расчетная долговечность млн. об.:
расчетная долговечность ч:
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают:
Расчётная долговечность млн. об.:
расчётная долговечность ч:
Рабочая долговечность меньше расчетной поэтому подшипники могут быть приняты для установки в редуктор.
Из предыдущих расчётов: Р=1252 Н; Рр2=122 Н; Рa2=439 Н; Rц.п.=1800 Н. Первый этап компоновки дал: f2 =47 мм с2 = 79 мм l3=567 мм.
Реакции в вертикальной плоскости:
Рассмотрим третий левый подшипник.
Отношение поэтому учитываем осевую нагрузку при расчёте эквивалентной нагрузки:
Кd =12 – т.к. цепная передача усиливает неравномерность нагружения.
Рассмотрим правый четвёртый подшипник.
Отношение поэтому осевые силы при подсчёте эквивалентной нагрузки не учитываем:
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7208 то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7208 приемлемы.
Второй этап компоновки редуктора
В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насажанными на них деталями; размерами мазеудерживающих колец установочных гаек крышек и уплотнений.
Диаметры участков валов под зубчатые колеса подшипники пр. назначаем в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.
Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса сохраняя величины зазоров принятые в первом этапе компоновки: х=10 мм у2=10 мм и др.
Проверка шпоночных соединений
Шпонки призматические ГОСТ 23360 – 78 материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Шпонки проверяем на смятие.
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице при чугунной –
Выберем шпонку сечением Глубина паза вала
-шпоночное соединение под муфтой:
Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424 – 75.
Из двух шпонок (под зубчатым колесом и под звездочкой) более нагружена вторая (меньше диаметр вала) поэтому проверяем шпонку под звездочкой .
Диаметр под зубчатым колесом Сечение и длина шпонки глубина паза по ГОСТ 23360-78.
Вычерчивание редуктора
Вычерчиваем редуктор в двух проекциях в масштабе 1:1 с основной надписью в спецификации. Спецификацию составляем аналогично приведенной на [1 с.319].
Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редуктора.
Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане. Рассмотрим как передается осевая сила. От шестерни осевая сила передается через заплечик вала мазеудерживающее кольцо внутреннее кольцо правого подшипника распорную втулку левый подшипник промежуточное кольцо крышку подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора.
Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазеудерживающим кольцом а с другой — манжетным уплотнением.
Подшипники ведомого вала уплотнены так же как подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса передается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо подшипника через ролики на наружное кольцо далее через промежуточную втулку крышку подшипника и болты на корпус редуктора.
Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.
Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора а также прокладками на ведомом валу которые могут изменять расположение зубчатого колеса.
Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из технического картона.
Маслоспусковое отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины. Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.
Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М18.
Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в [1 с. 317].
Посадка зубчатого колеса на вал H7h7 ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки на вал редуктора H7h7.
Шейки валов под подшипники выполняются с отклонениями вала Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по
Остальные посадки назначаем по [1табл. 10.13].
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
По [1 с.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях 4564 МПа и средней скорости v = 19 мс вязкость масла должна быть приблизительно равна м2с.
По [1 с.253] принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75*).
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом закладываем в подшипниковые камеры при монтаже.
Особенность состоит в необходимости регулировки роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.
Для нормальной работы подшипников следует следить за тем чтобы с одной стороны вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и с другой стороны чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований т.е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины производится с помощью регулировки подшипников для чего применяют наборы тонких металлических прокладок устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 01; 02; 04; 08 мм.
Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок которые устанавливают под фланцы стаканов. Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг .
Чернавский С.А. Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение 1988. - 416 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие. Изд-е 2-е перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ 2002. - 454 с.: ил.
Жингаровский А.Н. Кеин Е.И. Проектирование деталей машин. Часть 1. Пояснительная записка: Учеб. Пособие. 2-е издание-Ухта: УГТУ 2001.-104. ил. Машиностроение 1988. - 416 с.: ил.
Федеральное агентство по образованию
Российской Федерации
ПРИВОД ВЕДУЩИХ КОЛЕС ТЕЛЕЖКИ
Расчетная работа по теории механизмов и машин
Руководитель проекта

icon Ведущий вал.cdw

Ведущий вал.cdw
нормализация НВ 240 260.
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий
Кромки притупить R=3 мм.
Средний нормальный модуль
Коэффициент смещения
Степень точности по СТЭВ186-75
Угол делительного конуса
Внешнее конусное расстояние
Сталь 40Х ГОСТ 4545-88

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 15 часов 46 минут
up Наверх