Курсовая работа: Механизм подъема с увеличенной высотой перемещения груза (перематывающая лебедка)

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.

Проверка выбранной муфты

,                                                                                (3.61)

где к1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи и принимаемый по таблице для очень ответственных условий (возможность человеческих жертв при отказе), к1 = 1,8;

к2 – коэффициент, учитывающий условия работы и принимаемый по таблице для неравномерного нагружения к2 =1,3;

к3 – коэффициент углового смещения , принимаемый по таблице для угла 0,5є возможного перекоса к3 = 1,25.

.

Условие выполняется.

3.14.2 Соединение редуктора с приводным валом

Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах, крутящий момент

,                                                                                    (3.62)

.

Диаметры соединяемых валов: выходного вала редуктора – 80 мм, приводного вала шестерни – 120 мм (цилиндрический).

По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфту зубчатую с промежуточным валом №7 с наибольшим передаваемым крутящим моментом Мкр = 16 кН∙м. Наибольшие диаметры расточек под валы d = 120 мм, масса одной муфты 62,5 кг, момент инерции I = 1,15 кг∙м2.

Проверка выбранной муфты

,

здесь коэффициент углового смещения принят для угла перекоса 0,25є равным 1,0.

Условие выполняется.

3.15 Расчет осей барабанов

3.15.1 Выбор материала

Принимаем сталь 45 по ГОСТ 1050-74 нормализованную с механическими свойствами /15, с. 17, таб. 1/ σВ = 589 МПа, σТ = 314 МПа, σ-1 = 255 МПа и твердостью НВ 190.

3.15.2 Нагрузки, действующие на барабаны

Окружная сила

,                                                                                        (3.63)

.

Радиальная сила

,                                                                                          (3.64)

где α = 20 є угол зацепления стандартной эвольвентной передачи;

.

Из схемы (Рис. 3.1) следует, что более нагруженным является барабан I, который и примем за основу для дальнейшего расчета.

3.15.3 Нагрузки, действующие на ось барабана

Рассмотрим нагрузки в горизонтальной плоскости (рис. 3.2).

(3.65) (3.66)

.

Рисунок 3.2 – Схема к определению нагрузок, действующих на ось барабана в горизонтальной плоскости

Произведем проверку: сумма проекций всех сил на ось х должна равняться нулю.

, (3.67)

Значит нагрузки  и  вычислены правильно.

Рассмотрим расчетную схему нагружения оси барабана в горизонтальной плоскости (рис. 3.3).

Опорные реакции:

 ,                                                                   (3.68)

.

 ,                                                                      (3.69)

.

Проверка: ,

 ,                                                                      (3.70)

.

Реакции вычислены, верно.

Изгибающие моменты:

в сечении «а»:

,(3.71)

.

в сечении «б»:

 ,(3.72)

.

Строим эпюру изгибающих моментов (см. рис. 3.3).

Рисунок 3.3 – Расчетная схема нагружения оси барабана и эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Рассмотрим нагрузки в вертикальной плоскости (рис. 3.4).

Рисунок 3.4 – Схема к определению нагрузок, действующих на ось барабана в вертикальной плоскости

,                                                                          (3.73)

.

,(3.74)

.

Проверка: ,

,                                                                           (3.75)

.

Значит нагрузки  и  вычислены правильно.

Рассмотрим расчетную схему нагруженной оси барабана в вертикальной плоскости (рис. 3.5).

Опорные реакции:

,                                                                  (3.76)

.

 ,                                                                     (3.77)

.

Проверка: ,

,                                                                       (3.78)

.

Реакции вычислены, верно.

Изгибающие моменты:

в сечении «а»:

,                                                                                    (3.79)

.

в сечении «б»:

,(3.80)

.

Строим эпюру изгибающих моментов (см. рис. 3.5).

Рисунок 3.5 – Расчетная схема нагружения оси барабана и эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Суммарные изгибающие моменты

.                                                                                  (3.81)

В сечении «а»:

.

В сечении «б»:

.

3.15.4 Проверка прочности оси барабана

Рассмотрим два опасных сечения, а именно: I-I – под левой ступицей в месте перехода сечений; II-II –под правой ступицей в месте перехода сечений (см. рис. 3.4).

Изгибающие моменты в сечении I-I и II-II, учитывая незначительные удаления их точек «а» и «б», соответственно принимаем равными:

,

,

что идет в запас прочности.

Поскольку ось барабана работает только на изгиб, определяем запас прочности для одноосного напряженного состояния:

 ,                                                                     (3.82)

где = 255 МПа – предел выносливости материала оси (сталь 45 нормализованная – см. 3.15.1) при симметричном цикле нагружения;

 - эффективный коэффициент концентрации напряжений, выбирается по таблицам в зависимости от вида концентратора;

 - масштабный фактор, принимается по таблицам в зависимости от размера сечения;

Страницы: 1, 2, 3