Расчет механизмов подъемно-транспортных машин для лесозаготовок и лесосплава

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Подъемно-транспортные машины находят широкое применение во многих отраслях промышленности, сельского хозяйства, всех видов транспорта, в которых используют как общепромышленные виды этих машин так и их системы и конструкции, отражающие специфику данной области народного хозяйства.

Механизация и автоматизация производственных процессов требуют всемирного расширения областей эффективного применения различных грузоподъемных и транспортирующих машин и механизмов. Широкое использование способствует механизации трудоемких и тяжелых работ, удешевлению стоимости производства, улучшению использования объема производственных зданий, сокращению путей движения грузов в технологической цепи производства.

Высокая технологичность машин для лесозаготовок и лесосплава обеспечивается тем, что цепь производства связана современной системой подъемных и транспортирующих машин и механизмов, подъемно-транспортных машин.

1. Расчет рабочих органов крана

1.1 Выбор системы подвешивания

Схема подвески груза выбирается в зависимости от типа крана, его грузоподъемности, высоты подъема груза, типа подвесного грузозахватного устройства и кратности полиспаста.

Для кранов стрелового типа при грузоподъемности от 5000 до 10000 кг кратность полиспаста iп = 2. Учитывая тип крана и необходимость обеспечения подъема груза без раскачивания и равномерного нагружения всех сборочных единиц механизма подъема принимаем подвеску груза через сдвоенный полиспаст

1.2 Выбор типа и диаметра каната

Максимальное расчетное усилие в ветви каната, навиваемой на барабан, при сдвоенном полиспасте определяется по формуле /1/:

Sмакс = (Qў * g) / (2 * iп * hп), (1.2.1.)

где Q' - масса поднимаемого груза и грузозахватных механизмов (Q' = = Q + Qк), кг;

Qк - масса крюковой подвески, кг;

q = 9,81 м/с2 - ускорение силы тяжести.

Массу крюковой подвески принимаем предварительно по табл. 4 /1/.

Для нашего случая при крюковой подвеске массой ? 180 кг

Sмакс = [(8000 + 180) * 9,81)] / (2 * 2 * 0,995) = 20162 Н

Р = 5 * 20162 = 100810 Н = 100,8 кН

Тип и диаметр каната согласно рекомендациям Госгортехнадзора выбираем по величине Р = 100,8 кН по табл. 1П. /2/.

Диаметр каната dк = 15 мм, маркировочная группа 1568, разрывное усилие [Р] = 114,5 кН > Р, канат двойной свивки типа ЛК-Р, конструкции 6 ? 19 +1 О.С. (ГОСТ 2688-80).

Канат 15,0 - Г - I - C - H - 1568 ГОСТ 2688-80.

1.3 Расчет барабана

По правилам Госгортехнадзора максимальный допускаемый диаметр барабана определяется по формуле /1/:

Dб і dк * е , (1.3.1.)

где dк - диаметр каната, мм;

е - коэффициент, зависящий от типа ПТМ и режима работы, е = 16 (табл. 5 /1/).

Принимем для нашего случая барабан нарезного типа для укладки каната в один слой с наканатной нарезкой для уменьшения износа каната.

Dб = 15 * 16 = 240 мм

В соответствии с ГОСТ 6636-69 назначаем Dб = 240 мм.

Расчетную схему представляем на рис. 1.3.

Длина нарезанной части барабана определяется по формуле /1/:

l1 = [(H * iп) / (p--* Dб) + m] * t , (1.3.2.)

где Н - высота подъема груза, мм;

m - запасное число витков каната для крепления к барабану ( m = 4...6 - для сдвоенного полиспаста);

t - шаг нарезки канавки, мм, t = 17 мм (табл. 10П. /2/).

l1 = [(3000 * 2) / (3,14 * 240) + 5] * 17 = 220 мм

Общая длина барабана определяется по формуле /1/:

Lб = 2 * l1 + 2 * l2 + l0 , (1.3.3.)

где l0 - расстояние между нарезанными частями барабана (l0 = 120...200 мм);

l2 - величина, зависящая от способа крепления каната к барабану (рис 1.3.), определяется по зависимости l2 = 4 * t = 4 * 17 = 68 мм.

Lб = 2 * 220 + 2 * 68 + 130 = 706 мм

Длина оси барабана определяется по условию /1/:

Lоси = Lб + (100...150) мм (1.3.4.)

Lоси = 706+ 120 = 826 мм

Минимальная толщина стенки стального барабана (сталь 35Л) составляет 12...15 мм. Принимаем б = 12 мм.

Строим на расчетной схеме (рис 1.3.) эпюру изгибающих моментов и определяем наибольшее значение Мu .

Мu = S * (l1 + l0)

Мu = 20162 * (0,22 +0,13) = 7056,7 Н*м

Проверочный расчет оси барабана в опасном сечении определяется по формуле /1/:

su = Мu / (0,1 * d3оси) Ј--[s-1]u (1.3.6.)

su = 7056,7 / (0,1 * 123) = 40,8 МПа--Ј 45 МПа

Условие выполняется, диаметр оси барабана должен быть не менее 12 мм.

1.4 Расчет крюковой подвески

Подбор крюка производим по грузоподъемности и режиму работы механизма.

Выбираем заготовку крюка номер 15 (ГОСТ 6627-74) по табл. 14П. /2/, схематично заготовку крюка представляем на рис. 1.4.1.

Необходимые размеры для расчета: d =М52; d1 = 46,59 мм; Р = 5 мм.

Условие прочности по внутреннему диаметру резьбы крюка /1/:

sр = (4 * Q * g) / (p * d12) Ј--[sр], (1.4.1.)

где d1 - внутренний диаметр резьбы хвостовика, мм;

[sр] - допускаемое напряжение на растяжение, МПа,--[sр] = 50 МПа;

Q - грузоподъемность крана, кг.

sр = (4 * 8000 * 9,8) / (3,14 * (46,59)2) = 46 МПа--Ј 50 МПа

Условие выполняется.

Резьба хвостовика проверяется по удельному давлению смятия

Определяются размеры блоков подвески также как диаметр барабана.

Dбл = 240 мм по ГОСТ 6636-39.

Диаметр уравнительного блока составляет (0,6...0,8) * Dбл .

Dу.бл = 0,6 * 240 = 144 мм

Для расчета траверсы необходимо назначить ее длину, т.е. расстояние Lт между местами действия опорных реакций. Определяем размеры траверсы при укороченной подвеске при двух блоках (рис. 1.4.2.).

Длина траверсы (Lт) определяется по формуле /1/:

Lт = lст + Dп + (20...25) мм (1.4.3.)

где lст - длина ступицы блока, мм (lст = 30...60 мм);

Dп - диаметр упорного шарикоподшипника под гайку крюка, мм.

Выбираем подшипник 8205Н ГОСТ 7872-89:

d =25 мм; D = 47 мм; H = 15 мм; Cr = 28 кН; Cor = 42,5 кН.

Lт = 40 + 47 + 23 = 110 мм

Ширина траверсы (Вт) определяется по формуле /1/:

Вт = Dп + (10...15) мм, (1.4.4.)

Вт = 47 + 13 = 60 мм

Диаметр цапфы траверсы определяем конструктивно для размещения подшипников качения, на которых устанавливаем блоки крюковой подвески.

2. Силовой расчет привода

2.1 Определение мощности двигателя и передаточного числа механизма подъема груза

Статическая мощность электродвигателя определяется по формуле /1/:

Nў??.??.--=--(Qў * g * vгр) / (1000 * hм), (2.1.1.)

где Q' - масса груза и крюковой подвески, кг;

vcp - скорость подъема груза, м/с;

hм - ориентировочное значение КПД механизма подъема груза (?м = 0,80...0,85).

Nўдв.ст. = (8180 * 9,8 * 0,08) / (1000 * 0,8) = 8 кВт

По табл. 4П. /2/ выбираем электродвигатель крановый МТКН 311-8 с короткозамкнутым ротором.

Техническая характеристика: мощность N = 9 кВт; частота вращения n = 670 об/мин.; пусковой момент Мпуск = 320 Н*м; маховой момент ротора GDр2 = 1,10 кг* м2; режим работы ПВ = 15%.

Частоту вращения барабана при подъеме груза с заданной скоростью определяют по формуле /1/:

nб = (vгр * iп) / (p * Dб) (2.1.2.)

nб = (5 * 2) / (3,14 * 0,3) = 10,6 об/мин

Общее передаточное число механизма составляет /1/:

uм = nдв / nб (2.1.3.)

uм = 670 / 10,6 = 63,2

Так как uм > 50, то необходимо выбрать схему механизма подъема, содержащую двухступенчатый цилиндрический закрытый редуктор и дополнительную открытую зубчатую передачу.

Назначаем uред = 28, uз.п. = 2,26.

Передаточное число быстроходной ступени (uб) определяется по формуле /1/:

uб = 1,25 * uред (2.1.4.)

uб = 1,25 * 28 = 6,6

Передаточное число тихоходной ступени (uт) определяется по формуле /1/:

uт = uред / uб (2.1.5.)

uт = 28 / 6,6 = 4,2

Определяем частоты вращения элементов привода по формулам /1/:

n1 = nдв

n2 = n1 / uб (2.1.6.)

n3 = n2

n4 = n3 / uт

n1 = 670 об/мин.

n2 = n3 = 670 / 6,6 = 101,5 об/мин.

n4 = 101,5 / 4,2 = 24,2 об/мин.

Определяем крутящие моменты на элемент привода.

Крутящий момент двигателя /1/:

Тдв = (Nдв * 103 * 30) / (p * nдв) (2.1.7.)

Тдв = (9 * 103 * 30) / (3,14 * 670) = 128 Н*м

При установке муфты крутящий момент на быстроходном валу:

Т1 = Тдв * hм , (2.1.8.)

где hм - КПД соединительной муфты (hм = 0,98).

Т1 = 128 * 0,98 = 125,44 Н*м

Крутящий момент на тихоходном валу:

Т2 = Т1 * uб * h12 = 125,44 * 6,6 * 0,97 = 803 Н*м

Т3 = Т2 *--hм = 803 * 0,98 = 795 Н*м

Т4 = Т3 * uт * h34 = 795 * 4,2 * 0,97 = 3238,83 Н*м

Общий КПД редуктора определяется по формуле:

h_--=--h12--*--h34 * ?пm , (2.1.9.)

где h12--,--h34-----;

hп - КПД подшипников;

m - число пар подшипников.

h0 = 0,97 * 0,97 * 0,993 = 0,91

2.2 Расчет зубчатых передач

В цилиндрический двухступенчатый редуктор входят быстроходная и тихоходная ступени. Быстроходную ступень принимаем косозубой, тихоходную - прямозубой.

2.2.1 Расчет быстроходной ступени.

Выбираем материал - сталь 45, термообработка - нормализация, твердость НВ = 200.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле /8/:

[s?]--=--sн lim b / Sн * ZR * Zv * КНL (2.2.1.1.)

где s? lim b = 2 * НВ +70 при v--Ј 5 м/с /8/;

Sн - коэффициент безопасности (Sн = 1,1..1,2);

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

Zv - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи (Zv = 1,00...1,16);

КНL - коэффициент долговечности (КНL ? NНЕ / NНО), где NНЕ - эквивалентное число циклов напряжений в зубьях; NНО - базовое число циклов напряжений, принимается по графику на рис. 12.21. /8/.

NНЕ = (60*С / Т3max)*(Т3max *t*n + T13*t1*n1 + T23*t2*n2 +...+Ti3*ti*ni),

где С - число колес в зацеплении (с = 1);

Тmax - максимальный крутящий момент, передаваемый колесом в течении времени t за весь срок службы передачи при частоте вращения колеса n.

Время t определяется по формуле /8/:

t = 365 * Kг * 24 * Кс * 5, (2.2.1.3.)

где Кг = Т / 365 - коэффициент использования механизма в год;

Кс = Т / 24 - коэффициент использования механизма в сутки.

Кг = 240 / 265 = 0,9 Кс = 14 / 24 = 0,58 (2 смены)

t = 365 * 0,9 * 24 * 0,58 * 5 = 22863,6 c

Циклограмма времени работы механизма

Тусл = Тmax * 0,67 = 803 * 0,67 = 538 Н*м

Тторм = Тmax * 0,23 = 803 * 0,23 = 184,7 Н*м

Тmax - максимальный крутящий момент (Т2 = 803 Н*м).

t = tразг + tуст + tторм (2.2.1.4.)

tразг = 0,1 * t

tуст = 0,67 * t

tторм = 0,23 * t

tразг = 0,1 * 22863,6 = 2286,4 с

tуст = 0,67 * 22863,6 = 15318,6 с

tторм = 0,23 * 22863,6 = 5258,6 с

NHE = (60 * 1 / 8033) * (8033 * 22863,6 * 101,5 + 5383 * 15318,6 * 101,5 +

+ 184,73 * 5258,6 * 101,5) = 139239432,36

NHO = 10 * 106 по графику на рис.12.21. /8/.

NHE / NHO = 139239432,36 / 107 = 1,4 > 1, КНL = 1

[sн]--=--(2--*--2__--+--7_)--/--1,1--*--1--*--1,1--*--1--=--47_--МПа

ybа = 0,315...0,4 при несимметричном расположении колес относительно опор; ybа = 0,35.

ybd определяется по формуле /8/:

ybd = 0,5 * (u + 1) * ybа (2.2.1.5.)

ybd = 0,5 * (6,6 + 1) * 0,35 = 1,33

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий определяется в зависимости от ?bd по графику на рис.12.18. /8/.

КНВ = 1,15

Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле /8/:

bw = ybа * а (2.2.1.7.)

Ширина венца шестерни bw1 = bw2 + (3...5) мм

bw2 = 0,35 * 212 = 74,2 мм, полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69, принимаем bw2 = 80 мм.

bw1 = 80 +4 = 84 мм

Определяем модуль в нормальном сечении по формуле /8/:

mn = (0,01...0,02) * a і 2 мм (2.2.1.8.)

mn = 0,0195 * 212 = 4,1 мм, принимаем mn = 4 мм.

Определяем суммарное число зубьев колеса /8/:

Zе = (2 * a * cosb) / mn , (2.2.1.9.)

где cosb - угол наклона зубьев колеса (b =8...160).

Принимаем b = 110; cos 110 = 0,9816.

Zе--= (2 * 212 * 0,9816) / 4 = 104

Уточняем значение угла b по формуле /8/:

cosb--=--(Zе--*--mn)--/--(2--*--?w) (2.2.1.1_.)

cosb = (104 * 4) / (2 * 212) = 0,9811 b--=--11_--16ў

Число зубьев шестерни /8/:

Z1 = Zе--/--(u--+1)--і--Z1 min , (2.2.1.11.)

где Z1 min = 17 * cos3b = 17 * 0,98113 = 16

Число зубьев колеса /8/:

Z2 = Zе - Z1 (2.2.1.12.)

Z1 = 104 / (6,6 +1) = 16,2; Z1 = 16 ? 16.

Z2 = 104 - 16 = 88

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес:

диаметр шестерни /8/:

d1 = (mn * Z1) / cosb (2.2.1.13.)

d1 = (4 * 16) / 0,98 = 65,3 мм

диаметр колеса /8/:

d2 = (mn * Z2) / cosb (2.2.1.14.)

d2 = (4 * 88) / 0,98 = 359,2 мм

диаметры окружности вершин зубьев /8/:

da1 = d1 + 2 * mn (2.2.1.15.)

da2 = d2 + 2 * mn

da1 = 65,3 + 2 * 4 = 73,3 мм

da2 = 359,2 + 2 * 4 = 367,2 мм

диаметры окружности впадин зубьев /8/:

df1 = d1 - 2,5 * mn (2.2.1.16.)

df2 = d2 - 2,5 * mn

df1 = 65,3 - 2,5 * 4 = 55,3 мм

df2 = 359,2 - 2,5 * 4 = 349,2 мм

Определяем значение контактных напряжений /8/:

где Zн = 1,77 * cosb--, Z?--=--275--???, Zе = 1 / Еа ,

где Еа - коэффициент торцевого перекрытия.

Еа =[1,88 - 3,2*(1/Z1 + 1/Z2)] * cosb (2.2.1.18)

Ft - окружная сила в зацеплении, определяется по формуле /8/:

Ft = (2 * T2) / d2 (2.2.1.19.)

Кн = 1,2...1,35, большие значения при несимметричном расположении колес (Кн = 1,2).

Ft = (2 * 803) / 0,3592 = 4471 Н

Еа = [1,88 - 3,2*(1/16 + 1/88)] * 0,98 = 1,61

Zн = 1,77 * 0,98 = 1,73

Для определения твердости рабочих поверхностей принимаем

[sн] = (2 * НВ + 70) / 1,1 * КHL (2.2.1.20.)

Из формулы 2.2.1.20. твердость рабочих поверхностей зубьев:

НВ = (1,1 *--[sн] - 70) / 2 = (1,1 * 441 - 70) / 2 = 207,55

По табл.2.2. /6/ для изготовления колес назначаем сталь 45, термообработка - улучшение;

твердость зубьев колеса НВ = 192...240 Нвср = 216;

твердость зубьев шестерни НВ = 241...285 Нвср = 263.

Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба /8/:

sF--=--YF--*--Yb--*--Y?--*--(Ft--*--KF)--/--(bw--*--mn)--Ј--[sF], (2.2.1.21.)

[sF]--=--(sF_--/--SF) * KFL , (2.2.1.22.)

0 = 1,8 * НВ);

SF - коэффициент долговечности (SF = 1,7);

YF - коэффициент формы зуба, определяется по числу зубьев эквивалентного колеса ZV (рис.2.23. /6/);

ZV = Z / cos3b (2.2.1.23.)

Yb--=--1-----b_ / 140 (2.2.1.24.)

YЕ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

YЕ = 1 / Еа (2.2.1.25.)

КF - коэффициент нагрузки (KF = 1,3...1,5).

Для шестерни ZV1 =16 / 0,98 = 16,3 YF1 = 4,17

Для колеса ZV2 =88 / 0,98 = 89,8 YF2 = 3,6

Для шестерни и колеса Yb = 1 - 11,16 / 140 = 0,92

YЕ = 1 / 1,61 = 0,62

Предел выносливости:

для шестерни sF?1--=--1,8--*--263--=--473,4--???

???--?????? sF?2 = 1,8 * 216 = 388,8 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни [sF1]--=--(473,4--/--1,7)--*--1--=--278,5--

[sF2] = (388,8 / 1,7) * 1 = 228,7 МПа

Напряжение изгиба для шестерни:

sF1 = 4,17 * 0,92 * 0,62 * (4471 * 1,3) / (84 * 4) = 41,1 МПа Ј 278,5 МПа

Напряжение изгиба для колеса /8/:

sF2--=--sF1--*--(YF2--/--YF1) (2.2.1.26.)

sF2--=--41,1--*--(3,6--/--4,17)--=--35,5--МПа--Ј--228,7 МПа

Условие прочности зубьев на изгиб выполняется.

Определяем силы в зацеплении, рис.2.2.1.2.

Ft1 = - Ft2 = (2 * T1) / d1 = (2 * T2) / d2 (2.2.1.27.)

FR1 = - FR2 = Ft * (tga--/--cosb) (2.2.1.28.)

Fа1--=-----Fа2--=--Ft--*--tga (2.2.1.29.)

Ft1 = - Ft2 = (2 * 125,44) / 0,0653 = 3842 Н

FR1 = - FR2 = 3842 * (0,364 / 0,98) = 1427 Н

Fа1 = - Fа2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н

Силы, действующие в зацеплении зубчатой передачи.

2.2.2 Расчет тихоходной ступени

Коэффициент относительной ширины зубчатого венца yba = 0,315...0,4; принимаем yba = 0,35.

Определяем коэффициент ширины венца по делительному диаметру шестерни по формуле 2.2.1.5.:

ybd = 0,5 * (4,2 + 1) * 0,35 = 0,91

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии в зависимости от ybd Кнb = 1,05.

Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле 2.2.1.7.:

bW4 = 0,35 * 228 = 79,8 мм, уточняем по ГОСТ 6636-69 bW4 = 80 мм.

ширина венца шестерни bW3 = 80 + 5 = 85 мм.

Определяем модуль в нормальном сечении по формуле 2.2.1.8.:

mn = 0,02 * 228 = 4,56; принимаем mn = 4,5 мм.

cosb--= 1, т.к. передача прямозубая.

Суммарное число зубьев колеса определяем по формуле 2.2.1.9.:

Zе = (2 * 228 * 1) / 4,5 = 101

Определяем число зубьев шестерни по формуле 2.2.1.11.:

Z3 = 101 / (4,2 + 1) = 19 ; Z3 = 19 і--16

Определяем число зубьев колеса по формуле 2.2.1.12.:

Z4 = 101 - 19 = 82

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес.

Диаметр шестерни определяем по формуле 2.2.1.13.:

d3 = (4,5 * 19) / 1 = 85,5 мм

Диаметр колеса определяем по формуле 2.2.1.14.:

d4 = (4,5 * 82) / 1 = 369 мм

Определяем диаметры окружностей вершин зубьев по формулам 2.2.1.15:

dа3 = 85,5 + 2 * 4,5 = 94,5 мм

dа4 = 369 + 2 * 4,5 = 378 мм

Определяем диаметры окружностей впадин зубьев по формулам 2.2.1.16:

df3 = 85,5 - 2,5 * 4,5 = 74,25 мм

df4 = 369 - 2,5 * 4,5 = 357,75 мм

Определяем коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины контактной линии по формуле /8/:

Zе--=--(4-----?a)--/--3--,--(2.2.2.1.)

a - коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле 2.2.1.18.:

Еa--=--[1,88-----3,2--*--(1--/--19--+1--/--82)]--*--1--=--1,67

Zе = (4 - 1,67) / 3 =0,88

Окружная сила в зацеплении определяется по формуле:

Ft = (2 * T3) / d3 (2.2.2.2.)

Ft = (2 * 795) / 0,0855 = 18596,5 Н

ZH = 1,77 * cosb--= 1,77 * 1 = 1,77

Определяем значение контактных напряжений по формуле 2.2.1.17.:

Для определения твердости рабочих поверхностей зубьев принимаем s?--=--[s?].

Допускаемые контактные напряжения при ?н = 600...1000 МПа определяются по формуле /8/:

[sн] = (17 * HRC + 200) / 1,2 * KHL (2.2.2.3.)

Из формулы 2.2.2.3. твердость поверхности зубьев:

HRC = (1,1 * [sн] - 200) / 17 = (1,1 * 850 - 200) / 17 = 43,2

По табл. 2.2. /6/ выбираем для изготовления колес сталь 40Х, термообработка - закалка Т.В.Ч. сквозная, твердость зубьев 45...55 HRC.

Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба по формуле 2.2.1.21.:

sF--=--YF--*--Yb--*--Yе--*--(Ft--*--KF)--/--(bw--*--mn)--Ј--[sF]

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев (Y?) определяем по формуле 2.2.1.24:

Yb =1

Число зубьев эквивалентного колеса определяем по формуле 2.2.1.23.; cosb--= 1, т.к. передача прямозубая:

для шестерни ZV3 = 19 / 1 = 19 YF3 = 4,07 (по рис. 2.23. /6/)

для колеса ZV4 = 82 / 1 = 82 YF4 = 3,6 (по рис. 2.23. /6/)

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев определяем по формуле 2.2.1.25.:

Yе = 1 / 1,67 = 0,6

Значение коэффициента нагрузки КF = 1,3...1,5; КF = 1,3.

По табл. 2.2. /6/ для стали 40Х подвергаемой закалке определяем предел выносливости для шестерни и колеса [sF0] = 550 МПа, коэффициент запаса прочности SF = 1,7.

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 2.2.1.22.:

[sF3]--=--[sF4] = (550 / 1,7) * 1 = 323,5 МПа

Напряжение изгиба для шестерни:

sF3 = 4,07 * 1 * 0,6 * (18596,5 * 1,3)/(80 * 4,5) = 164 ???--Ј 323,5 МПа

Напряжение изгиба для колеса по формуле 2.2.1. 26:

sF4 = 164 * (3,6 / 4,07) = 145 МПа Ј 323,5 МПа

Условие прочности на изгиб выполняется.

Определяем силы в зацеплении:

Ft3 = - Ft4 = (2 * T3) / d3 = (2 * T4) / d4 (2.2.2.4.)

FR3 = - FR3 = Ft * (tga--/--cosb) (2.2.2.5.)

Ft3 = - Ft4 = (2 * 795) / 85,5 = 18596,5 Н

FR3 = - FR4 = 18596,5 * (0,364 / 1) = 6769 Н

Fа1 = - Fа2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н

2.3 Расчет дополнительной открытой зубчатой передачи

uз.п. = 2,26 - передаточное число дополнительной открытой зубчатой передачи.

1) Назначаем материал: для шестерни выбираем сталь марки 45Л (нормализация, НВ1 = 153...179, НВ1 ср = 166), для колеса - сталь марки 25Л ( нормализация, НВ2 = 124...151, НВ2 ср = 137,5).

2) Определяем модуль зацепления из условия прочности зубьев

Мш. экв. = Мк. экв. / (uз.п. * ?з.п.),

где Мк. экв. - эквивалентный вращающий момент на валу колеса;

uз.п. - передаточное число открытой зубчатой передачи;

hз.п. - КПД открытой зубчатой передачи (hз.п. = 0,95).

Мш. экв. = 7983,7 / (2,26 * 0,95) = 3718,5 Н*м

[sF]--=--(sF--limb--*--KFL--*--KFC)--/--SF--,

--sF limb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжения, МПа. Для выбранной марки стали sF limb = 1,8 * НВ (расчет ведут по средней твердости).

Средняя твердость НВ = (НВ1 +НВ2) / 2 = (166 + 137,5) / 2 = 151,75

sF limb = 1,8 * 151,75 = 273,15

SF - коэффициент безопасности, принимают SF = 1,75...2,30; принимаем SF = 2;

КFL - коэффициент долговечности, принимают КFL = 1;

КFC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивных передач КFC = 1.

[sF] = (273,75 * 1 * 1) / 2 = 136,9 МПа

По СТ СЭВ 310-76 полученное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 8. /4/; m = 14 мм.

3) Расчет геометрических размеров шестерни и колеса:

делительные размеры:

d1 = m * z1 ; d2 = m * z2 = m * z2 * uз.п. (2.3.4.)

d1 = 14 * 17 = 238 мм

d2 = 14 * 17 * 2,26 = 538 мм

диаметры вершин зубьев /4/:

dа1 = d1 + 2 * m; dа2 = d2 + 2 * m (2.3.5.)

dа1 = 238 + 2 * 14 = 266 мм

dа2 = 538 + 2 * 14 = 566 мм

диаметры впадин зубьев /4/:

df1 = d1 - 2,5 * m; df2 = d2 - 2,5 * m (2.3.6.)

df1 = 238 - 2,5 * 14 = 203 мм

df2 = 538 - 2,5 * 14 = 503 мм

ширина венца колеса и шестерни /4/:

b2 = ybd * d1 ; b1 = b2 + (2...5) мм (2.3.7.)

b2 = 0,5 * 238 = 119 мм

b1 = 119 + 3 = 122 мм

межосевое расстояние определяется по формуле /4/:

aw = 0,5 * (d1 + d2) (2.3.8.)

aw = 0,5 * (238 + 538) = 388 мм

4) Окружная скорость определяется по формуле /4/:

v = (p--* d1 * nш) / (60 * 1000), (2.3.9.)

где nш - частота вращения шестерни, об/мин (nш = nдв = 670 об/мин).

v = (3,14 * 238 * 670) / (60 * 1000) = 8,3 м/с

Назначаем 8-ю степень точности изготовления.

5) Проверочный расчет на изгибную прочность из основания зубьев шестерни

6) Определяем внутренние диаметры ступиц:

для шестерни: для колеса:

Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес определяются по формуле /4/:

dст = 1,6 * dв (2.3.13.)

для шестерни dст = 1,6 * 98 = 156,8 мм

для колеса dст = 1,6 * 126 = 201,6 мм

Длина ступиц определяется по формуле /4/:

lст = 1,2 * dв (2.3.14.)

для шестерни lст = 1,2 * 98 = 117,6 мм

для колеса lст = 1,2 * 126 = 151 мм

Толщина обода колеса определяется по формуле /4/:

D2 = 2,5 * m (2.3.15)

D2 = 2,5 * 14 = 25 мм

Толщина диска колеса определяется по формуле /4/:

С = 3 * m (2.3.16.)

С = 3 * 14 = 41 мм

2.4 Расчет валов редуктора

2.4.1 Определение расстояний между деталями передач

Расстояния между деталями передач определяем по расчетной схеме 2.4.1.

Расстояния между внешними поверхностями деталей передач определяется по соотношению:

L = d1 + d2 / 2 + d3 / 2 + d4 (2.4.1.1.)

L = 65,3 + 359,2 / 2 + 85,5 / 2 + 369 = 656 мм

Расстояние между вращающимися колесами и внутренними стенками редуктора определяется по формуле:

а = L + 3 (2.4.1.2.)

а = 656 + 3 = 12 мм

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес определяется из соотношения b0 і 4 * а.

b0 і--48 мм

Расстояние между торцевыми поверхностями колес принимаем с = = (0,3...0,5) * а

с = 0,5 * 12 = 6 мм

Расстояние между деталями передач.

2.4.2 Расчет быстроходного вала

Определяются предварительные размеры вала /7/, показанные на рис.2.4.2.1.

d--і--(7...8)--*--TБ--, (2.4.2.1.)

d--і--d--+--2--*--t--, (2.4.2.2.)

d--і--d--+--3--* r , (2.4.2.3.)

где ТБ - крутящий момент на быстроходном валу, Н*м;

t - высота заплечика, мм;

r - координата фаски подшипника.

d--і--7--*--125,44--=--35--мм

dП--і--35--+--2--*--2,5--=--4_--мм

dБП--і 40 + 3 * 2,5 = 47,5 мм

Вычисленные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных, ГОСТ 6636-69.

d = 36 мм; dП = 40 мм; dБП = 48 мм.

Составляем расчетную схему вала, рис. 2.4.2.2.

Положение опор и точки приложения сил определяем приближенно.

l = B + (20...25) мм

l = l1 + l2

l1 = l / 3

l = 240 + 21 = 261 мм

l1 = 261 / 3 = 87 мм

l2 = 261 - 87 = 174 мм

Определяем основные нагрузки, приводим силы Ft , Fa , Fr к точке на оси вала, при этом возникает пара сил.

Ft1 = 3842 Н; Fa1 = 756,9 Н; Fr1 = 1427 Н.

М = Fa1 * d1 / 2 = 756,9 * 0,0653 / 2 = 24,7 Н*м

Крутящий момент на валу:

Т = Ft1 * d1 / 2 = 3842 * 0,0653 / 2 = 125,4 Н*м

Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ZY:

по условию е--МZ2 = 0 или - RZ1 * (l1 + l2) - M + Fr1 * l2 = 0

RZ1 = (- M + Fr1 * l2) / (l1 + l2)

RZ1 = (-24,7 + 1427 * 0,174) / (0,087 + 0,174) = 856,7 Н

по условию е МZ1 = 0 или - RZ2 * (l1 + l2) - M + Fr1 * l1 = 0

RZ2 = (- M + Fr1 * l1) / (l1 + l2)

RZ2 = (-24,7 + 1427 * 0,087) / (0,087 + 0,174) = 570,3 Н

Проверка е F2 = 0, т.е. RZ1 + RZ2 - Fr1 = 0 .

856,7 + 570,3 - 1427 = 0 - реакции определены правильно.

Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY:

по условию е МХ2 = 0 или - RХ1 * (l1 + l2) + Ft1 * l2 = 0

RХ1 = (Ft1 * l2) / (l1 + l2)

RХ1 = (3842 * 0,174) / (0,087 + 0,174) = 2561,3 Н

-Ft1 + RХ1 + RХ2 = 0 Ю RХ2 = RХ1 - Ft1 = 3842 - 2561,3 = 1280,7 Н

Определяем изгибающие моменты:

в плоскости ZY, сечении 1-1

МZ1 = RZ1 * l1 = 856,7 * 0,087 = 74,5 Н*м

МўZ1 = МZ1 + М = 74,5 + 24,7 = 99,2 Н*м

в плоскости ХY, сечении 1-1

МХ1 = RХ1 * l1 = 2561,3 * 0,087 = 222,8 Н*м

Строим эпюры изгибающих моментов МZ , МХ , рис. 2.4.2.2.

Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 1-1.

Наиболее опасное сечение - 1-1, где расположена шестерня вала.

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, напряжения кручения по отнулевому /7/.

- для симметричного цикла:

s--=--е--/--W; sm = 0, (2.4.2.7.)

где W - момент сопротивления изгибу;

для сплошного сечения W = 0,1 * d3 ;

для сечения со шпоночным пазом W =

- для отнулевого цикла:

t--=--tm--=--_,5--*--tmax--; tmax = Т / Wp , (2.4.2.8.)

где Wp - момент сопротивления кручению;

для сплошного сечения Wp = 0,2 * d3 ;

для сечения со шпоночным пазом Wp =

Размеры шпоночного паза определяются по табл. 24.32. /7/.

Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка улучшение, предел прочности ?в = 750 МПа.

Пределы выносливости:

s---1--=--(_,4..._,5)--*--s?--=--_,45--*--75_--=--337,5----

t-----1--=--_,58--*--s -1 = 0,58 * 337,5 = 195,8 МПа

Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений для d = 36 мм.

s--=--ўе--/--W--=--ўе--/--(_,1--*--d3)--=--2439__--/--(_,1--*--363)--=--52,3--

t--=--tm--=--_,5*Т/Wp--=--_,5 * Т/(0,1 * d3) = 0,5 * 125400/(0,1 * 363) = 13,4 МПа

Постоянные составляющие циклов напряжений:

sm--=--_; t--=--tm--=--13,4 МПа

Масштабный коэффициент и фактор качества:

Кd = 0,86; КF = 1,07

Коэффициенты концентрации напряжений:

s--=--2,8; t--= 1,85

Коэффициенты:

ys--=--_,_2--+--2--*--1_-4--*--s--=--_,_2--+--2--*--1_-4--*--75_--=--_,17

yt--=--_,5--*--ys--=--_,5 * 0,17 = 0,085

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

Коэффициент запаса прочности:

Условие прочности выполняется.

Определяются предварительные размеры вала

Вычисленные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных, ГОСТ 6636-69.

dК = 56 мм; dБК = 63 мм; dП = 50 мм; dБП = 56 мм.

Составляем расчетную схему вала, рис. 2.4.3.2.

Положение опор и точки приложения сил определяем приближенно с учетом конструкции быстроходного вала.

Определяем основные нагрузки, приводим силы Ft , Fа , Fr , к точке на оси вала, при этом возникает пара сил.

Ft2 = 3842 Н; Fа2 = 756,9 Н Fr2 = 1427 Н.

Ft3 = 18596,5 Н; Fr3 = 6769 Н.

Т2 = Ft2 * dк2 / 2 = 3842 * 0,3592 / 2 = 690 Н*м

М2 = Fa2 * dк2 / 2 = 756,9 * 0,3592 / 2 = 135,9 Н*м

Т3 = Ft3 * dк3 / 2 = 18596,5 * 0,0855 / 2 = 795 Н*м

М3 = Fa3 * dк3 / 2 = 0 , т.к. Faв = 0 (tgb = 0).

Определяем реакции опор, использую уравнения статики в плоскости ZY:

по условию е МZ2 = 0 или RZ1 *(l1 + l2 + l3) - M2+Fr3 * l3+Fr2 * (l2 + l3)= 0

RZ1 = (- M2 + Fr3 * l3 + Fr2 * (l2 + l3)) / (l1 + l2 + l3)

RZ1 = (-135,9 + 6769 * 0,084 + 1427 * (0,09 + 0,084)) / (0,087 + 0,09 + + 0,084) = 2609,2 Н

по условию е МZ1 = 0 или RZ2 * (l1 + l2 + l3) -М2-Fr2 * l1-Fr3 * (l1+l2)= 0

RZ2 = (Fr3 * (l1+l2) + Fr2 * l1 + М2) / (l1 + l2 + l3)

RZ2 = (6769 * (0,087 + 0,09) + 1427 * 0,087 + 135,9) / (0,087 + 0,09 + + 0, 084) = 5586,8 Н

Проверка е FZ = 0, т.е. - RZ1 + Fr2 + Fr3 - RZ2 = 0 .

-2609,2 + 1427 +6769 - 5586,8 = 0 - реакции определены правильно.

Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY:

по условию е--МХ1 = 0 или RХ2 * (l1 + l2 + l3) - Ft3 * (l1 + l2) - Fr2 * l1 = 0

RХ2 = (Ft3 * (l1 + l2) + Fr2 * l1) / (l1 + l2 + l3)

RХ2 = (18596,5 * (0,084 + 0,09) +3842 * 0,087) / (0,087 + 0,09 + 0,174) = 13892,1 Н

по условию е--МХ2 = 0 или - RХ1 * (l1 + l2 + l3) + Ft2 * (l2 + l3) + Fr3 * l3 = 0

RХ1 = (Ft2 * (l2 + l3) + Fr3 * l3) / (l1 + l2 + l3)

RХ1 = (3842 * (0,09 + 0,084) + 18596,5 * 0,084) / ((0,087 + 0,09 + 0,174) = 8546,4 Н

Проверка е FХ = 0, т.е. RХ1 - Ft2 - Ft3 + RX2 = 0 .

8546,4-3842-18596,5+13892,1 = 0 - реакции определены правильно.

Определяем изгибающие моменты:

в плоскости ZY:

в сечении 1-1: МZ1 = RZ1 * l1 = 2609,2 * 0,087 = 227 Н*м

МўZ1 = МZ1 + М2 = 227 + 135,9 = 362,9 Н*м

в сечении 2-2: МZ2 = RZ2 * l3 = 5586,8 * 0,084 = 469,3 Н*м

в плоскости ХY:

в сечении 1-1: МХ1 = RХ1 * l1 = 8546,4 * 0,087 = 743,5 Н*м

в сечении 2-2: МХ2 = RХ2 * l3 = 13892,1 * 0,084 = 1166,9 Н*м

Определяем суммарные изгибающие моменты:

в сечении 1-1:

в сечении 2-2:

Наиболее опасное сечение 2-2, где расположена шестерня вала.

Для изготовления вала выбираем сталь 40Х, термообработка - закалка Т.В.Ч., предел прочности в = 850 МПа.

Пределы выносливости при кручении и изгибе:

s---1--=--(_,4..._,5)--*--s--=_,45--*--85_--=--382,5----

t-----1--=--_,58--*--s---1 = 0,58 * 382,5 = 221,85 МПа

Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений определяем по формулам 2.4.2.7. и 2.4.2.8.:

s--=--ўе--/--W--=--ўе--/--(_,1--*--d3)--=--12577__--/--(_,1--*--563)--=--71,6----

t = 0,5*Т / Wp = 0,5 * Т / (0,2 * d3) = 0,5 * 795000 / (0,2 * 563) = 11,3 МПа

Постоянные составляющие циклов напряжений:

sm--=--_ tm--=--t--= 11,3 МПа

Масштабный коэффициент и фактор качества (табл.10.3. и 10.4. /7/):

Кd = 0,69; КF = 1,13

Коэффициенты концентрации напряжений (табл.10.7. и 10.8. /7/):

Кs = 1,62; Кt = 1,3

Коэффициенты:

ys--=--_,_2--+--2--*--1_-4--*--s?--=--_,_2--+--2--*--1_-4--*--85_--=--_,19

yt--=--_,5--*--ys--= 0,5 * 0,19 = 0,095

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5.:

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

2.4.4 Расчет тихоходного вала

Определяются предварительные размеры вала /7/, показанные на рис.2.4.4.1.

d--і--(5...6)--*--T--, (2.4.4.1.)

d--і--d--+--2--*--t--, (2.4.4.2.)

d--і--d + 3 * r , (2.4.4.3.)

dк = dБП + 7 мм , (2.4.4.4.)

где ТТ - крутящий момент на тихоходном валу, Н*м;

t - высота заплечика, мм;

r - координата фаски подшипника.

d і--5,5--*--3238,83--=--81,3--

d--і--81,3--+--2--*--3,5--=--88,3--

d--і--88,3 + 3 * 3,5 = 98,8 мм

dк = 98,8 + 7 = 105,8 мм

Вычисленные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных, ГОСТ 6636-69.

d = 80 мм; dП = 90 мм; dБП = 100 мм; dк = 105 мм

Составляем расчетную схему вала, рис. 2.4.4.2.

Положение опор и точки приложения сил определяем приближенно с учетом конструкции промежуточного вала.

Определяем основные нагрузки, приводим силы Ft и Fr к точке на оси вала.

Ft4 = 18596,5 Н; Fr4 = 6769 Н.

Крутящий момент на валу:

Т4 = Ft4 * d4 / 2 = 18596,5 * 0,0369 / 2 = 3431 Н*м

Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ZY:

по условию е МZ2 = 0 или RZ1 * (l1 + l2) - Fr4 * l2 = 0

RZ1 = (Fr4 * l2) / (l1 + l2)

RZ1 = (6769 * 0,177) / (0,177 + 0,084) = 2178,5 Н

по условию е МZ1 = 0 или - RZ2 * (l1 + l2) + Fr4 * l1 = 0

Расчетная схема тихоходного вала.

RZ2 = (6769 * 0,1777) / (0,177 + 0,084) = 4590,5 Н

Проверка--е FZ = 0, т.е. RZ1 - Fr4 + RZ2 = 0 .

2178,5 - 6769 + 4590,5 = 0 - реакции определены правильно.

Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY:

по условию е МХ2 = 0 или - RХ1 * (l1 + l2) + Ft4 * l2 = 0

RХ1 = (Ft4 * l2) / (l1 + l2)

RХ1 = (18596,5 * 0,084) / (0,177 + 0,084) = 5985,1 Н

по условию е МХ1 = 0 или RХ2 * (l1 + l2) - Ft4 * l1 = 0

RХ1 = (Ft4 * l1) / (l1 + l2)

RХ1 = (18596,5 * 0,177) / (0,177 + 0,084) = 12611,4 Н

Проверка е FХ = 0, т.е. RХ1 - Fr4 + RХ2 = 0 .

5985,1 - 18596,5 + 12611,4 = 0 - реакции определены правильно.

Определяем изгибающие моменты:

в плоскости ZY, сечении 1-1

МZ1 = RZ1 * l1 = 2178,5 * 0,177 = 385,6 Н*м

в плоскости ХY, сечении 1-1

МХ1 = RХ1 * l1 = 5985,1 * 0,177 = 1059,4 Н*м

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении 1-1.

Наиболее опасное сечение 1-1, где расположена шестерня вала.

Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка - нормализация, предел прочности sв = 600 МПа.

Пределы выносливости при кручении и изгибе:

s---1--=--(_,4..._,5)--*--s?--=--_,45--*--6__--=--27_--???--

t-----1--=--_,58--*--s -1 = 0,58 * 270 = 156,6 МПа

Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений определяем по формулам 2.4.2.7. и 2.4.2.8.

Момент сопротивления изгибу для сечения со шпоночным пазом (выбираем шпонку при d = 80 мм с b = 22 мм и t1 = 9 мм):

Момент сопротивления кручению для сечения со шпоночным пазом (шпонка та же):

s--=--е--/--W--=--11274__--/--44961,8--=--25,1--

t--=--_,5 * Т / Wp = 0,5 * 3431000 / 96161,8 = 17,8 МПа

Постоянные составляющие циклов напряжений:

sm--=--_; tm--=--t = 17,8 МПа

Масштабный коэффициент и фактор качества (табл.10.2. и табл.10.3. /7/):

Кd = 0,74; КF = 1,02

Коэффициенты концентрации напряжений (табл.10.7. и табл.10.8. /7/):

Кs--=--1,6; t = 1,4

Коэффициенты:

ys--=--_,_2--+--2--*--1_-4--*--s--=--_,_2--+--2--*--1_-4--*--6__--=--_,14

yt--=--_,5--*--ys = 0,5 * 0,14 = 0,07

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5.:

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

2.5 Расчет шпоночных соединений

Для передачи крутящего момента от вала к ступице и наоборот, в редукторах используют призматические шпонки.

Расчет производится в следующей последовательности: по диаметру вала d подбирается ширина шпонки b и высота h, длину ступицы детали принимают по соотношению lст = (0,8...1,5) * d. Длину шпонки lшп определяют по соотношению lшп = lст - (5...10) мм. Окончательно размеры шпонки уточняются по ГОСТ 23360-78.

После выбора шпонки выполняется проверочный расчет шпоночного соединения на смятие:

s--=--(4,4--*--1_3)--/--(d--*--h--*--lp)--Ј--[s], (2.5.1.)

где Т - крутящий момент на валу, Н*м;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

lp - рабочая длина шпонки (lp = lшп - b);

[s?м] - допускаемое напряжение смятия ([s?м] = 120...140 МПа).

1) Расчет шпоночного соединения между двигателем и редуктором (d = 38 мм).

Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1,2 * d = 1,2 * 38 = 46 мм

По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 10 мм;

высота шпонки h = 8 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 46 - 6 = 40 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 40 мм.

Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 40 - 10 = 30 мм

Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

sсм = (4,4 * 128 * 103) / (38 * 8 * 30) = 62 МПа Ј--[s??] = (120...140 МПа)

Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

2) Расчет шпоночного соединения на промежуточном валу (d = 56 мм).

Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1,2 * d = 1,2 * 56 = 67 мм

По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 16 мм;

высота шпонки h = 10 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 67 - 5 = 62 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 63 мм.

Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 63 - 16 = 47 мм

Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

s?м = (4,4 * 803 * 103) / (56 * 10 * 47) = 134 МПа Ј--[sсм] = (120...140 МПа)

Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

3) Расчет шпоночного соединения на тихоходном валу (d = 80 мм).

Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1,5 * d = 1,5 * 80 = 130 мм

По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 22 мм;

высота шпонки h = 14 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 130 - 5 = 125 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 125 мм.

Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 125 - 22 = 103 мм

Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

sсм = (4,4 * 3431 * 103)/(80 * 14 * 103) = 134 МПа Ј--[sсм]= (120...140 МПа)

Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

4) Расчет шпоночного соединения на между тихоходным валом и соединительной муфтой валу (d = 70 мм).

Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1,5 * d = 1,5 * 70 = 105 мм

По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 20 мм;

высота шпонки h = 12 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 105 - 5 = 100 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 100 мм.

Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 100 - 22 = 80 мм

Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

sсм = (4,4 * 3431 * 103)/(70 * 12 * 80) = 109 МПа Ј--[sсм] = (120...140 МПа)

Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

2.6 Подбор подшипников качения

Основным расчетом для подшипников качения при частоте вращения n ? 10 мин -1 является расчет на долговечность. Расчетная долговечность (ресурс) выражается в часах и определяется по формуле /6/:

Ln = ( Cr / Pэкв)m * (106 / (60 * n)) і--[Ln], (2.6.1.)

где n - частота вращения вала , мин -1;

[Ln] - рекомендуемое значение долговечности, ч ([Ln] = 10000 ч);

Pэкв - эквивалентная нагрузка для подшипника, определяется по формуле /6/:

Pэкв = (V * X * FR + Y * Fa) * Кб * Кт , (2.6.2.)

где V - коэффициент вращения, V = 1 - внутреннее кольцо вращается, V = 1,2 - наружное кольцо вращается;

FR - радиальная нагрузка, определяется по формуле /6/:

FR = Rz2 + Rх2 , (2.6.3.)

где Rz и Rх - реакции опор.

Fa - осевая сила;

Х и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (/9/);

Кб - коэффициент безопасности (Кб = 1,3...1,5);

Кт - температурный коэффициент, при t Ј--100 Кт = 1;

m - коэффициент тела качения, m = 3 - для шариков; m = 10/3 - для роликов.

Cr - динамическая грузоподъемность подшипника.

1) Подбор подшипников для быстроходного вала.

Реакции опор определяются

FR1 = Rz12 + Rх12 = (856,7)2 + (2561,3)2 = 2700,8 Н

FR2 = Rz22 + Rх22 = (570,3)2 + (1280,7)2 =1402 Н

Назначаем подшипник шариковый радиально-упорный (табл.10. /9/) 36208. Геометрические параметры: d = 40 мм; D = 80 мм; B =18 мм; r = 2 мм; r1 = 1 мм; динамическая грузоподъемность Cr = 38900 Н; статическая грузоподъемность C0r = 23200 Н.

Опора 1.

Fa1 / C0r = 756,9 / 23200 = 0,033 е = 0,34 (по табл. 10.9. /9/)

Fa1 / (V * FR1) = 756,9 / (1 * 2700,8) = 0,28 < е

Выбираем по табл. 10. /9/ при Fa1 / (V * FR1) < е х = 1, y = 0.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв1 = (1 * 1 * 2700,8 + 0 * 756,9) * 1,4 * 1 = 3781 Н

Опора 2.

Fa2 = 0; х = 1; у = 0.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв2 = (1 * 1 * 1402 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 1962,8 Н

Pэкв1 > Pэкв2 , наиболее нагружен подшипник опоры 1.

Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.:

Ln = (38900 / 3781)3 * (106 / (60 * 670)) = 27089,5 ч > [Ln] = 10000 ч

Условие расчета выполняется.

2) Подбор подшипников для промежуточного вала.

Реакции опор FR1 и FR2 определяются

FR1 = Rz12 + Rх12 = (2609,2)2 + (8546,4)2 = 8935,8 Н

FR2 = Rz22 + Rх22 = (5586,8)2 + (13892,1)2 =14973,4 Н

Назначаем подшипник шариковый радиально-упорный (табл.10. /9/) 66410. Геометрические параметры: d = 50 мм; D = 130 мм; B =31 мм; r = 3,5 мм; r1 = 2 мм; динамическая грузоподъемность Cr = 98900 Н; статическая грузоподъемность C0r = 60100 Н.

Опора 1.

Fa1 / C0r = 756,9 / 60100 = 0,013 е = 0,3 (по табл. 10.9. /9/)

Fa1 / (V * FR1) = 756,9 / (1 * 8935,8) = 0,08 < е

Выбираем по табл. 10. /9/ при Fa1 / (V * FR1) < е х = 1, y = 0.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв1 = (1 * 1 * 8935,8 + 0 * 756,9) * 1,4 * 1 = 12510 Н

Опора 2.

Fa2 = 0; х = 1; у = 0.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв2 = (1 * 1 * 14973,4 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 20962,8 Н

Pэкв2 > Pэкв1 , наиболее нагружен подшипник опоры 2.

Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.:

Ln = (98900 / 20962,8)3 * (106 / (60 * 101,5)) = 17243,4 ч > [Ln] = 10000 ч

Условие расчета выполняется.

3) Подбор подшипников для тихоходного вала.

Реакции опор FR1 и FR2 определяются:

FR1 = Rz12 + Rх12 = (2178,5)2 + (5985,1)2 = 6369,2 Н

FR2 = Rz22 + Rх22 = (4590,5)2 + (12611,4)2 =13420,9 Н

Назначаем подшипник шариковый радиальный (табл.10. /9/) 116. Геометрические параметры: d = 80 мм; D = 125 мм; B =22 мм; r = 2 мм; динамическая грузоподъемность Cr = 47700 Н; статическая грузоподъемность C0r = 31500 Н.

Опора 1.

Fa = 0; х = 1; у = 0.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв1 = (1 * 1 * 6369,2 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 8916,9 Н

Опора 2.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв2 = (1 * 1 * 13420,9 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 18789,3 Н

Pэкв2 > Pэкв1 , наиболее нагружен подшипник опоры 2.

Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.:

Ln = (47700 / 18789,3)3 * (106 / (60 * 24,2)) = 11268,2 ч > [Ln] = 10000 ч

Условие расчета выполняется.

2.7 Подбор стандартных муфт

В приводах машин для соединения валов и компенсации их смещений, возникающих в результате неточности изготовления и монтажа используют жесткие или упругие компенсирующие муфты.

Типоразмер муфты выбирается по диаметру вала и величине расчетного крутящего момента с условием:

Тр = К * Тном < [Т], (2.7.1.)

где К - коэффициент динамичности (К = 1,2...1,5);

Тном - крутящий момент на валу;

[Т] - предельное значение момента муфты, Н*м, определяется по ГОСТу.

1) Муфта соединяющая вал двигателя с быстроходным валом редуктора.

Тном = 125,44 Н*м; К = 1,2

Расчетный крутящий момент:

Тр = К * Тном = 1,2 * 125,44 = 150,5 Н*м

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (табл. 13.2 /6/), ГОСТ 21424-75.

Характеристика: d = 38 мм; [Т] = 250 Н*м; n = 3800 мин -1.

2) Муфта соединяющая тихоходный вал с барабаном.

Тном = 3431 Н*м; К = 1,2

Расчетный крутящий момент:

Тр = К * Тном = 1,2 * 3431 = 3920 Н*м

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (лист 261 /17/), ГОСТ 21424-75.

Характеристика: d = 85 мм; [Т] = 4000 Н*м; n = 1800 мин -1.

2.8 Выбор и расчет тормоза

По правилам госгортехнадзора тормоз подбирается из каталога по статическому крутящему моменту, создаваемому грузом на тормозном валу, который определяется по формуле /1/:

Мторм = Кт * Мўст , (2.8.1.)

где Кт - коэффициент запаса торможения (Кт = 1,5 для режима работы - легкий);

Мўст - статический момент при торможении, Н*м.

Статический момент при торможении определяется по формуле /1/:

Мўст = (Sмакс * Dб * hм) / uм , (2.8.2.)

где Sмакс - максимальное расчетное усилие в ветви каната, Н;

Dб - диаметр барабана, м;

hм - общий КПД механизма;

uм - передаточное число механизма.

Мўст = (20162 * 0,24 * 0,8) / 63,2 = 61,25 Н*м

Мторм = 1,5 * 61,25 = 91,9 Н*м

По каталогу (табл. 12П. /2/) выбираем тормоз ТКТ-200 с короткоходовым электромагнитом МО-200Б. Табличный момент этого тормоза равен 160 Н*м при ПВ - 40%, у нас же ПВ - 15%. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (по ГОСТ 1198-78), тормозной шкив - стальное литье. Определяется необходимая сила трения между колодкой и шкивом по формуле /1/:

Fторм = Мторм / Dт , (2.8.3.)

где Dт - диаметр тормозного шкива (у тормоза ТКТ-200 Dт = 0,2).

Fторм = 91,9 / 0,2 = 459,5 Н

Усилие прижатия колодки к тормозному шкиву определяется по формуле /1/:

N = Fтр / f , (2.8.4.)

где f - коэффициент трения (f = 0,35..0,40; по табл.8. /1/).

N = 459,5 / 0,37 = 1241,9 Н

Проверяем колодки на удельное давление по условию /1/:

р = N / (Bк * Lк), (2.8.5.)

где Bк - рабочая ширина колодки, м (у тормоза ТКТ-200 Bк = 0,095 м по табл. 12П. /2/);

Lк - длина дуги обхвата колодки, м.

Длина дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой ? = 700 составляет /1/:

Lк = (p--*--Dт--*--n) / 360 (2.8.6.)

Lк = (3,14 * 0,2 * 70) / 360 = 0,122 м

р = 1241,9 / (0,095 * 0,122) = 107152,7 Па = 0,11 МПа,

что меньше 0,3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов.

Проверяем колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле /1/:

А = р * vр * f Ј [А], (2.8.7.)

где [А] - допускаемая удельная мощность трения [А] = 1,5...2,0 МН/м*с;

vр - расчетная скорость на ободе шкива, м/с.

vр = с0 * v, (2.8.8.)

где с0 = 1,1..1,2 - коэффициент безопасности при спуске груза;

v - окружная скорость на ободе шкива, м/с.

v = (p * Dт * nдв) / 60, (2.8.9.)

где nдв - частота вращения двигателя, мин -1.

v = (3,14 * 0,2 * 670) / 60 = 7 м/с

vр = 1,15 * 7 = 8,05 м/с

А = 0,11* 8,05 * 0,37 = 0,3 МН/м*с Ј--[А] = 1,5...2,0 МН/м*с

Расчет рабочей пружины тормоза.

Рабочее усилие в главной пружине с учетом действия якоря магнита и вспомогательной пружины определяется по формуле /1/:

Fгл = N * a1 / a2 + Mяк / е + Fbc , (2.8.10.)

где N * a1 / a2 - усилие замыкания рычагов тормоза, Н;

a1 и a2 - плечи рычагов, м (табл. 12П. /2/);

Mяк / е - усилие, действующее на шток от силы тяжести массы якоря, Н (табл. 13П. /2/);

Fbc - усилие вспомогательной пружины, Fbc = 30...50 Н.

Для тормоза ТКТ-200: a1 = 135 мм; a2 = 305 мм; Mяк = 3,6 Н*м; е = = 40 мм, принимаем Fbc = 40 Н.

Fгл = 1241,9 * 0,135 / 0,305 + 3,6 / 0,04 + 40 = 679,7

Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом дополнительного сжатия по формуле:

Fр = Fгл * К0 , (2.8.11.)

где К0 = 1,25...1,50 - коэффициент запаса.

Fр = 679,7 * 1,3 = 883,6 Н

Диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения

Принимаем индекс пружины с = 6, тогда К = 1,24 /1/.

Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на параметры витков пружин принимаем dпр = 6,5 мм.

Средний диаметр пружины D = с * dпр = 6 * 6,5 = 39 мм.

Обозначение пружины: 60С2А-Н-П-ГН-6,5 ГОСТ 14963-69.

Жесткость пружины определяется по формуле /1/:

Z = (G * dпр4) / (8 * D3 * n), (2.8.13.)

где G - модуль сдвига для стали; G = 8*104 МПа;

n - число рабочих витков.

Для определения числа рабочих витков задаемся длиной Нd и шагом рd пружины в рабочем (сжатом) состоянии:

Нd = (0,4...0,5) * Dт = 0,45 * 200 = 90 мм

рd = (1,2...1,3) * dпр = 1,2 * 6,5 = 7,8 мм

Число рабочих витков определяем по формуле /1/:

n = (Hd - dпр) / рd (2.8.14.)

n = (90 - 6,5) / 7,8 = 10,7

Величину n округляем до целого числа, т.е. n = 11.

Z = (80000 * 6,54) / (8 * 3,93 * 11) = 27,4 Н/мм

Длина нагруженной пружины определяется по формуле /1/:

Н0 = Нd + (1,1...1,2) * Fp / Z (2.8.15.)

Н0 = 90 + 1,15 * 883,6 / 27,4 = 127 мм

Сжатие пружины при установке ее на тормозе:

Н0 - Нd = 127 - 90 = 37 мм

Наибольшее напряжение в проектируемой пружине определяется по формуле /1/:

tмакс = (8 * D * Fмакс * К) / (p * dпр3) , (2.8.16.)

где Fмакс - максимальное усилие в пружине при ее дополнительном сжатии, Н.

Fмакс = Fгл + Z * h, (2.8.17.)

где h - дополнительное сжатие пружины, равное ходу штока тормоза.

h = a--* е , (2.8.18.)

где a - угол поворота якоря электромагнита (для электромагнита МО-200Б a--= 5,50 табл. 13П. /2/).

a--=--(5,5--*--2--*--p) / 360 = (5,5 * 2 * 3,14) / 360 = 0,096 рад

h = 0,096 * 40 = 3,84 мм

Fмакс = 679,7 + 27,4 * 3,84 = 784,9 Н

Определяем наибольшее напряжение в пружине по формуле 2.8.16.:

tмакс = (8 * 39 * 784,9 * 1,24) / (3,14 * 6,53) = 352 МПа Ј--[t] = 400 МПа

Отход колодок от шкива определяем по формуле /1/:

d--= (а1 / (2 * а2)) * h , (2.8.19.)

где h - ход штока тормоза;