Конструирование привода механизма передвижения тележки мостового крана
Введение
Целью данного курсового проекта является
освоения методики проектирования и конструирования узлов машины. В данной
работе будет сконструирован привод механизма передвижения тележки мостового
крана.
Рассчитаны прочностные характеристики деталей механизма
передвижения и расчёт надёжности конструкции в целом.
1. Выбор схемы привода передвижения тележки
а)
б)
в)
Рисунок 1 - Схемы механизмов передвижения
тележки мостового крана: а - с тихоходным валом; б - со среднеходовым валом; в
- с центральным приводом
Рассматривая схему на (рис.1,а), достоинство
схемы заключается, во-первых, в том, что не требуется точности монтажа привода
и опор трансмиссионного вала, во-вторых, обеспечивается их высокая надежность и
долговечность. Основным недостатком данной схемы является большая собственная
масса механизма, поскольку тихоходный вал передает наибольший крутящий момент.
Это приводит к увеличению его диаметра и возрастанию габаритов подшипников и
муфт. Однако требуется высокая точность монтажа опор трансмиссионного вала и
увеличение жесткости металлоконструкций, на которых они устанавливаются. В
конструкцию схемы на (рис.1,б) входит открытая зубчатая пара. Из-за низкой
долговечности открытой зубчатой пары область применения таких механизмов
передвижения ограничена
. Кинематический расчет механизма передвижения
тележки
Сопротивление передвижению
Сопротивление передвижению тележки с номинальным
грузом приведенное к ободу ходового колеса
Wтр=(2+d)kp,
где Q
- нагрузка на ось, Q=10 т ;
-диаметр поверхности катания
ходового колеса тележки, ;
d- диаметр
цапфы вала ходового колеса, d=70 мм;
- коэффициент трения в опоре вала
колес, =0,015 при установки колес на
шариковые подшипники;
kp -
коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес и торцов
ступиц колеса; kp
= 2,5.
Максимальная нагрузка на ходовое колесо тележки
в предположении равномерно распределения нагрузки по всем четырем колесам
==5т =50000Н,
где n
- число ходовых колёс, n=4.
По таблице на ходовые колёса,
принимаем ходовое колесо диаметром 250 мм. Диаметр цапфы принимается примерно
равным (0,25÷0,30). Примем d= 70 мм.
При плоском рельсе = 0,03 см.
Сопротивление передвижению тележки :
При работе с номинальным грузом
Wтр=(20,03 + 0,0157)5= 1410 кГ =13827.3Н;
Выбор электродвигателя
Определим мощность двигателя по статическому
сопротивлению при перемещении тележки с номинальным грузом Nст==
13 кВт
В таблице 88 [1] на крановые
двигатели наименьшую мощность равную 13 кВт, имеет двигатель МТВ 312-6 имеющий
970 об/мин при ПВ=40% маховой момент ротора =1,25 кГм3. Максимальный момент 46.
Передаточное число редуктора = = 15,2
Выбираем по таблице 79 [1] редуктор
ВКН - 630= 40 предельная мощность N = 13 кВт
при числе оборотов ведущего вала 1000 об/мин.
Выбор муфт и тормоза
По диаметрам концов соединяемых валов выбираем
муфты:
для соединения двигателя и редуктора выбираем
втулочно-пальцевую муфту 250-40-I.2-28-II.2-У3
ГОСТ 21424-75. Данная муфта имеет следующие параметры: номинальный момент Tм.н.=250
Н·м; момент инерции Jм=0,24
кг·м2.
Для соединения редуктора и колес выбираем тоже
втулочно-пальцевую муфту 250-40-I.2-28-II.2-У3
ГОСТ 21424-75, с теми же параметрами, нам необходимо 3 штуки.
Выбираем тормоз типа ТКГ, так как электрогидравлический
толкатель, являющийся приводом тормоза, служит одновременно своеобразным
демпфером, снижая динамику замыкания тормоза. Это благоприятно скажется на
сцеплении колес крана с рельсами при торможении.
Выбираем типоразмер тормоза: тормоз
ТКГ-160-У2-50-380-40 ГОСТ 24.290.08-82, имеющий следующие параметры:
номинальный тормозной момент , диаметр шкива , масса
тормоза , тип
толкателя - ТЭГ-16М, максимальный ход штока толкателя ,
номинальное усилие на штоке толкателя , установочная длина замыкающей
пружины , ширина
колодок .
Редуктор ВКН-280.
Расчетный ресурс: 12000 часа.
Техническая характеристика двигателя:
Мощность двигателя Рдв, кВт: 13.
Частота вращения двигателя nдв, об/мин: 970.
Момент на тихоходном валу Мт, Н·м: 850.
Зацепление: прямозубое.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Кинематический расчет.
КПД редуктора:
ηред = ηцп3
· ηп3
ηцп = 0,95…0,97;
принимаем ηцп = 0,96 - КПД
закрытой цилиндрической передачи;
ηп = 0,99 - КПД пары
подшипников качения.
ηред = 0,963 · 0,993
= 0,86
Электродвигатель:дв = 13 кВт; nдв = 970 об/мин.
Мощности на валах:
Р1 = Рдв = 13 кВт;
Р2 = Р1 · ηцп
· ηп
= 13 · 0,96 · 0,99 = 12,3 кВт;
Р3 = Р2 · ηцп
· ηп
= 12,3 · 0,96 · 0,99 = 11,6 кВт;
Рт = Р3 · ηцп
· ηп
= 11,6 · 0,96 · 0,99 = 11 кВт;
Передаточное число редуктора [2].
Произведём разбивку общего передаточного числа
по ступеням:
U1=(1,1…1,5) = 1,1· = 7 - передаточное число первой
ступени;=(1,1…1,5) = 1,1· = 2,6 - передаточное число второй
ступени,
где
U3= - передаточное число третьей ступени.
Уточняем передаточное число редуктора:
ред= U1 · U2 · U3 = 7·2,6·2,2 = 40т = 30𝜔т/π
= 30·2,5/3,14 = 29 об/мин.
Частота вращения валов:
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 970 / 30 = 101,5 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 139 / 30 = 14,5 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 53,4 / 30 = 5,5 рад/с;
ω4 = ωт = πn4
/ 30 = 3,14 · 24,2 / 30 = 2,5 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
М1 = Р1 / ω 1 = 13 / 101,5 =
0,12 кН·м
= 120 Н·м;
М2 = Р2 / ω 2 = 12,3 / 14,5 =
0,84 кН·м = 840 Н·м;
М3 = Р3 / ω 3 = 11,6 / 5,5 =
2,1 кН·м
= 2100 Н·м;
М4 = Мт = Рт / ω т
= 11 / 2,5 = 4,4 кН·м = 4400 Н·м;
Выбор материалов шестерен и колес и определение
допускаемых напряжений
Материал колес - сталь 45; термообработка -
улучшение: 235…262 НВ2;
НВСР2; σв
= 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ
= 335 МПа.
таб. 3.2 [1].
Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение:
269…302 НВ1;
НВСР1; σв
= 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ
= 380 МПа.
табл. 3.2 [1].
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и
колеса.
NK6 = 573 · ω 4 · Lh = 573 · 1,8 · 12000 = 12,4
· 106 циклов;=
NK6 · U3 = 12,4 · 106 · 4,35 = 53,6 · 106 циклов.
= 16,5 · 106 табл. 3.3 [1] - число циклов
перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.
При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL =
1._NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов
сталей, стр. 56 [1]. При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.
[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 700 · 1,8 + 67 = 1327 МПа
[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 680
· 1,8 + 67 = 1291 МПа
[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 700 · 1,03 = 721 МПа
[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 680 · 1,03 = 700 МПа
Расчет третьей ступени редуктора
Межосевое расстояние:
α3 = Кα(U3 + 1) = 495 ·
(1,54 + 1) = 57,16 мм.
Кα = 495 - для
прямозубых передач [2].
КНβ = 1 - при
постоянной нагрузке.
Принимаем α3 = 60 мм.
m = (0,01-0,02) α3 =0,6 мм,
принимаем m = 1 мм.
z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 · 60 / 1 · (1,54 + 1)
= 50
z6
= z5U3 = 50 · 1,54 = 77мм= m z5 = 1 · 50 = 50 мм= d5 + 2m = 50 + 2 · 1 = 52 мм=
d5 - 2,5m = 50 - 2,5 · 1 = 47,5 мм= m z6 = 1 · 77 = 77 мм= d6 + 2m = 77 + 2 · 1
= 79 мм= d6 - 2,5m = 77 - 2,5 · 1 = 74,5 мм
b6
= ψва
· α3
= 0,4 · 60 = 24 мм=
b6 + 5 = 24 + 5 = 29 мм
Окружная
скорость:
V3 = = = 22,4 м/с
Назначим 8 степень точности
изготовления зубьев [1].
Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6
= 3,6 [1].
[σF5] / уF5 = 721 /
3,9 = 184,8 МПа; [σF6]
/ уF6
= 700 / 3,6 = 194,4 МПа
,8<194,4 - следовательно, расчет
ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV =
1,03 · 1,1 = 1,14
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft5 = Ft6 = 2М3 / d5 = 2 ·
100 / 0,05 = 4000 H
радиальное: Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgα = 4000 · tg 20° = 8920 H
Напряжение изгиба в зубьях колеса: σF6 = Ft6 ·
КF
· уF6 / b6 · m = 4000 · 1,14 · 3,6 / 24 · 1 = 684 МПа<[σ]F6 = 700 МПа
Прочность зубьев по изгибу
обеспечена.
Проверочный расчет зубьев по
контактному напряжению:
σН6 = = = 347 МПа
КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1
· 1,05 = 1,05
КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05
[1].
σН6 < [σ]Н6
Следовательно, прочность зубьев по
контактному напряжению обеспечена.
Расчет второй ступени редуктора
Межосевое расстояние из условия
контактной прочности зубьев:
α2 = Кα(U2 + 1) = 495 ·
(1,86 + 1) = 49,6 мм.
Кα = 495 - для
прямозубых передач [2].
КНβ = 1 - при
постоянной нагрузке.
Принимаем α2 = 50 мм.
m = (0,01-0,02) α2 = 0,5 мм,
принимаем m = 0,5 мм.
z3 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 50 / 0,5
· (1,86 + 1) = 70
z4
= z3U2 = 70 · 1,86 = 130 мм= m z3 = 0,5 · 70 = 35 мм= d3 + 2m = 35 + 2 · 0,5 =
36 мм= d3 - 2,5m = 35 - 2,5 · 0,5 = 33,75 мм= m z4 = 0,5 · 130 = 65 мм= d4 + 2m
= 65 + 2 · 0,5 = 66 мм= d4 - 2,5m = 65 - 2,5 · 0,5 = 63,75 мм
b4
= ψва
· α2
= 0,4 · 50 = 20 мм=
b4 + 5 = 20 + 5 = 25 мм
Окружная
скорость:
=
= = 0,48 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев
[1].
Коэффициент формы зуба: уF3 = 3,9, уF4 = 3,4
[1].
[σF3] / уF3 = 721 / 3,9 =
184,8 МПа; [σF4] / уF4 = 700 / 3,4 =
205,8 МПа
,8<205,8 - следовательно, расчет ведем по
зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,03 ·
1,1 = 1,14
окружное: Ft3 = Ft4 = 2М2 / d3 = 2 · 60 / 0,035
= 3428,5 H
радиальное: Fr3
= Fr4 = Ft3
· tgα = 3428,5 · tg
20° = 7645,5 H
Напряжение изгиба в зубьях колеса: σF3
= Ft3 · КF
· уF4 / b4 · m = 3428,5 · 1,14 · 3,4 / 20 · 0,5 = 132,8 МПа<[σ]F4
= 700 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Проверочный расчет зубьев по контактному
напряжению:
σН4 = = = 369,3 МПа
КН = КНα· КНβ
· КНV
= 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα = 1; КНβ
= 1; КНV
= 1,05 [1].
σН4 < [σ]Н4
Следовательно, прочность зубьев по контактному
напряжению обеспечена.
Расчет первой ступени редуктора U1 = 3,47
Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с
тихоходной ступенью
α1 = Кα(U1 + 1) = 495 ·
(3,47 + 1) = 43,11 мм.
Кα = 495 - для
прямозубых передач, стр. 135 [1].
КНβ = 1 - при
постоянной нагрузке.
Принимаем α1 = 44 мм.
m = (0,01-0,02) α1 = 0,44 мм,
принимаем m = 0,4 мм.
z1 = 2α1 / m(U1 + 1) = 2 · 44 / 0,4 · (3,47 +
1) = 49
z2
= z1U1 = 49 · 3,47 = 170= m z1 = 0,4 · 49 = 19,6 мм= d1 + 2m = 19,6 + 2 · 0,4 =
20,4 мм= d1 - 2,5m = 19,6 - 2,5 · 0,4 = 18,6 мм= m z2 = 0,4 · 170 = 68 мм= d2 +
2m = 68 + 2 · 0,4 = 27,2 мм= d2 - 2,5m = 68 - 2,5 · 0,4 = 67 мм
b2
= ψва
· α1
= 0,4 · 44 = 17,6 мм=
b2 + 5 = 17,6 + 5 = 22,6 мм
Коэффициент
формы зуба: уF1 = 3,85, уF2 = 3,55 [1].
Усилия
в зацеплении:
окружное:
Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 20 / 0,019 = 2105 H
радиальное:
Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 2105 · tg 20° = 4694 H
[σF1] / уF1 = 721 /
3,85 = 187,3 МПа; [σF2] / уF2 = 700 / 3,55
= 197,1 МПа
,3<197,1
- следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент
нагрузки:
привод
электродвигатель тележка кран
КF = КFβ · KFV = 1,04 ·
1,25 = 1,3
КFβ = 1,04 [1], KFV
= 1,25 [1].
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m =
2105 · 1,3 · 3,55 / 17,6 · 0,4 = 379 МПа<[σ]F2 = 700 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при перегрузке:
σFmax = σF · Мmax
/ Мном = 379 · 2,2 = 833,8 < [σFmax] = 1863,2 МПа
[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 ·
680 = 1863,2 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному
напряжению:
σН2 = = = 627 МПа < [σ]Н2=1291 МПа
КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1
· 1,05 = 1,05
КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05
[1].
Проверка контактных напряжений при
перегрузке:
σmax = σН · = 432 · = 642 МПа
< [σНпр] = 1674
МПа
[σНпр] = 3,1 · σТ
= 3,1 · 540 = 1674 МПа
Окружная скорость в зацеплении:
V1 = = 3,14 · 0,019 · 920 / 60 = 1 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.
Расчет ведомого вала и расчет подшипников для
него
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета
на кручение:
d4 = = = 118 мм
Принимаем: выходной диаметр Ø118 мм, под
подшипники - Ø130
мм,
под колесо - Ø140
мм.
Опасное сечение - место под колесо второй
цилиндрической передачи.
Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт = 540 МПа, τт
= 290 МПа, σ-1 = 360 МПа, τ-1
= 200 МПа,
ψτ
= 0,09, табл.
10.2 [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее
опасном сечении:
Му = REX(k+l) - Ft2l = 5922 · 0,281 - 2105 ·
0,165 = 887 Н·м;
Мх = REY(k+l) - Fr2l= 2156 · 0,281 - 4694 ·
0,165 = 323 Н·м;
Мсеч = = = 944 Н·м.
My = RByb = 6561 · 0,1315 = 863 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM(a + b + c) - RAFм(a
+ b) = 0;м = FM(a + b + c) /
(a + b) = 22360 · 498 / 398 = 27978 Hм
= RAFм
- FM = 27978 - 22360 = 5618 H
RA = = = 9466 H = = = 19185 H
Для расчета подшипников:
RA' = RA +
RAFм
= 9466 + 27978 = 37444 H' = RB + RBFм = 19185 +
5618 = 24803 H
Опасное сечение I - I. Концентрация
напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника
на вал с натягом.
Материал вала - сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа,
σт = 540 МПа,
τт = 290 МПа,
σ-1
= 360 МПа,
τ-1
= 200 МПа,
ψτ
= 0,09, табл.
10.2 [2].
Расчет вала в сечении I - I на
сопротивление усталости.
σа = σu = МAFм /
0,1d63 = 2236 · 103 / 0,1 · 6093 = 1,2 МПа
τа = τк /2 = М4 /
2 · 0,2d63 = 8000 · 103 / 0,4 · 6093 = 1 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13
[2]; Кτ
/ Кdτ = 2,2 табл. 10.13
[2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8
[2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
σ-1Д = σ-1 /
KσД
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 /
KτД
= 200 / 2,2 = 91 МПа_
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 /
1,2 = 79; Sτ
= τ -1Д
/ τ
а
= 91 / 1 = 91
S = Sσ Sτ / = 79 · 91 /
= 59 >
[S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем
радиальные шарикоподшипники №326, С = 229 кН, С0 = 193 кН, d×D×B
= 130×280×58
QA = RA' Kδ KT = 37444 · 1,3 · 1 = 48677 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8
· (229 / 48,677)3 · (106 / 60 · 20) = 6,9 · 104 ч
,9 · 104 ч
> [t] = 2,5 · 104 ч
Подшипник подходит.
Список литературы
1. Руденко
Н.Ф. Курсовое проектирование грузоподъемных машин / Н.Ф. Руденко, М.П.
Александров, А.Г. Лысяков. - 3-е изд., доп. и перераб. - М.: изд-во
Машиностроение, 1971. - 464 с.
2. А.Е.
Шейнблинт Курсовое проектирование по деталям машин.
2-е
изд., доп. И перераб. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454с: ил., черт-Б.