- •Привод механизма подъёма крановой тележки
- •Содержание
- •1. Исходные данные
- •2. Кинематический расчет привода
- •2.1.Выбор электродвигателя
- •2.2. Расчет передаточного числа редуктора
- •2.3. Расчет энергокинематических параметров редуктора
- •2.4. Выбор соединительной упругой муфты
- •3. Расчет червячной передачи
- •3.1. Выбор материалов для червяка и червячного колеса
- •3.2. Расчет основной геометрии передачи
- •3.3. Уточнение степени точности изготовления передачи и коэффициентов
- •3.4. Проверка контактной прочности зубьев колеса
- •3.5. Расчет на изгибную прочность
- •3.6. Определение сил в зацеплении
- •4. Конструирование узла первого вала
- •4.1. Выбор подшипников для опор первого вала
- •4.2. Расчетная схема узла первого вала
- •4.3. Расчет подшипников на долговечность
- •4.4. Выбор шпонки
- •4.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •4.6. Проверочный расчет червяка на жесткость
- •5. Конструирование узла второго вала
- •5.1. Выбор подшипников для опор второго вала
- •5.2. Расчетная схема узла второго вала
- •5.3. Расчет подшипников на долговечность
- •5.4 Выбор шпонки
- •5.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •5.6. Конструирование червячного колеса
- •6. Конструирование корпуса
- •7. Выбор смазочных материалов и ситемы смазывания
- •8. Тепловой расчет
- •Литература
2.3. Расчет энергокинематических параметров редуктора
Под энергокинематическими параметрами понимают такие характеристики как мощность Р, число оборотовn, крутящий моментТ.
Мощность, подаваемая на валы, будет рассчитана по формулам через действительное значение мощности двигателя Рдв, а не по входной мощности, рассчитанной по усредненным значениям КПД элементов привода.
(6)
(7)
Остальные основные параметры редуктора рассчитаны по формулам:
Число оборотов первого и второго вала редуктора:
n1 = nдв
(8)
Крутящий момент первого и второго вала редуктора:
(9)
(10)
Диаметры валов вычислены по условию обеспечения их прочности на чистое кручение ,
где = 20 МПа [3, с. 373]
Отсюда получена зависимость для расчета диаметров валов редуктора
(11)
Результаты расчетов занесены в таблицу 3.
Параметры редуктора Таблица 3
Валы |
Передаточное число |
Р, кВт |
n, об/мин |
Т, Нм |
dB, мм |
I |
2,93 |
955 |
29,45 |
19,6 | |
II |
2,32 |
47,5 |
466,44 |
49,16 |
Округление диаметров валов по нормальным рядам чисел:
dВ1= 20 мм.
dВ2= 50 мм.
Следует отметить, что данный расчет валов – ориентировочный. Этот расчет произведен, исходя из условий прочности на кручение. В дальнейшем, эти значения могут быть увеличены.
2.4. Выбор соединительной упругой муфты
Выбор соединительной упругой втулочно-пальцевой муфты производят по ГОСТ 21424-75 в соответствии с диаметром вала электродвигателяdвалдв=32 мм, который определяют по таблице основных размеров электродвигателей. [3, с.277]
для вала электродвигателя выбрана полумуфта диаметром
dвал дв=32 мм, затем выбрана вторая полумуфта для входного вала редуктора, подобная полумуфте, выбранной для вала электродвигателя.
Необходимо выполнить следующее условие – диаметр вала двигателя и вала редуктора не должны отличаться более чем на 20%.
32 – 100%
Х – 20%
Х= 6,4 мм
Для удобства сборки диаметр вала редуктора должен быть в пределах 32 ± 6,4 мм
Выбираем диаметр вала редуктора dB= 28 мм, потому что это значение входит в данный диапазон, также оно подходит, исходя из условий прочности на кручение.
Итак, выбрана муфта упругая втулочно-пальцевая
МУВП 250-32-I.1-28-II.2 У3 ГОСТ 21424-75
В условном обозначении муфты:
T=250 Н·м – предельный вращающий момент, который способна передать муфта
32-I.1 – это диаметр вала электродвигателя dдв=32 мм, цилиндрической формы, длиной l = 80 мм;
28-II.2 – это диаметр хвостовика входного вала редуктора dдв=28 мм, конической формы, длиной l = 60 мм;
УЗ– это климатическое исполнение «Уральская зона».
Муфта допускает радиальное смещение осей соединяемых валов 0,3 мм и угловой перекос осей соединяемых валов 10.
Габаритный размер муфты D=140 мм.
3. Расчет червячной передачи
3.1. Выбор материалов для червяка и червячного колеса
Для обеспечения наименьших потерь мощности и наилучших условий приработки материалы червячной пары назначают антифрикционными: сталь-бронза или сталь-чугун [4, с.33]
Так как червяк испытывает большое число циклов нагружения, чем червячное колесо, а также из-за высоких требований к жесткости, его обычно изготавливают из стали. Данную передачу можно отнести к передачам большой мощности (передаваемая мощность более 1 кВт), следовательно материалом червяка выбираем сталь 40ХН с закалкой ТВЧ до твердости 55 HRC.
Материалы червячных колес условно могут быть разделены на 3 группы
[4, с.33]
1 – оловянные бронзы, применяемые при скорости скольжения VS> 5 м/с
2 – безоловянные бронзы и латуни, применяемые при скорости скольжения 2 м/с/ <VS< 5 м/с
3 – мягкие серые чугуны, применяемые при скорости скольжения VS< 2 м/с
Поскольку выбор материала колеса определяется величиной скорости относительного скольжения (VS), то предварительно ее величину можно рассчитать по зависимости:
,(12)
где n1– частота вращения колеса, об/мин;
Т2– крутящий момент на валу червячного колеса, Нм;
VS– скорость скольжения, м/с.
Для начала необходимо воспользоваться формулой 12 и определить величину скорости скольжения.
Из таблицы 4.8 [3, c.66] выбирается материал червячного колеса: т.к. VS< 5 м/с то можно выбрать бронзу Бр АЖ 9-4, отливка в кокиль. Механические свойства:
σв= 500 МПа
σт= 230 МПа
[σН]2= 300 - 25·VS (13)
[σН]2= 300 - 25·3,32 = 217 МПа
Допускаемое напряжение изгиба для зубьев червячного колеса определяют в зависимости от группы материала. Для данного материала:
[σF]2= 0,25σт+ 0,08σ (14)
[σF]2= 0,25·230 + 0,08·500 = 97,5 МПа
Коэффициент СVучитывает интенсивность износа зубьев. Его выбирают в зависимости от скорости скольжения: [2, с.20]
СV= 0,95