Определение основных исходных данных

Введение

 

Привод грузоподъемного устройства был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,31 м/с.

Привод грузоподъемного устройства (рисунок 1) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.

Устройство состоит из быстроходной шевронной передачи и тихоходной косозубой передачи.

 

 

Рисунок 1 - Схема привода

Рисунок 2 - Схема редуктора №21

Определение основных исходных данных

 

 

Основные данные:

 

1. Схема привода №92;

2. Схема редуктора №21;

3. Усилие F_k=11,2 кH;

4. Скорость V=0,31 м/с;

5. Режим нагружения - №3;

6. Длительность работы L_h=5000 ч.;

7. Тип производства – серийный.

 

 

Подготовка данных для ввода в ЭВМ

Диаметр барабана предварительно назначим из условия:

D_б = d_k (е-1);

е = 18, где е – коэффициент установленный Госгортехнадзором для режима работы 3;

d_k=0,1 =0,1 =10,58 мм,

где F_k – усилие в канате;

тогда D_б=10,58×(18-1)=179,86 мм,

полученное значение округляем в большую сторону до целого, следовательно D_б=180 мм.

Определим частоту вращения барабана:

n_б = = 32,9 ;

Рассчитаем КПД по формуле:

,

где = 0,99 – КПД подшипника;

=0,978²·0,99 ³·1 = 0,932;

– КПД редуктора;

= 0,98 – КПД зубчатого зацепления;

= 1 – КПД уплотнения;

=0,9· 0,99· 0,932· 1 ² = 0,83.

Определим мощность привода:

= 4,18 кВт;

Передаточное отношение редуктора:

;

где n_двиг – частота вращения электродвигателя;

n_бар – частота вращения барабана.

Определим оптимальное передаточное отношение редуктора, для этого составим таблицу.

Таблица №1 – Частоты вращение электродвигателя

№ Режима	Тип электродвигателя	nc, об/мин	n=nc∙(1-ξ)	i=n/nб
	АИР 132S8	750	716	22,97
2				28,87
				43,31
				86,6

Выбираем из этой таблицы следующие значения:

i = 22,97;

n_двиг = 716 об/мин;

n_cинх = 750 об/мин.

По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель АИР 132S8:

Мощностью P=4,0 кВт и частотой вращения n=716 об/мин.

Перегрузка электродвигателя не превышает 12%

 

Определим крутящий момент на барабане:

Т_б = = 1008 Н·м;

 

Определим крутящий момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

1209 Н·м;

 

Примем T_2T=1209 H∙м.

 

Определим эквивалентное время работы:

Эквивалентное время работы зависит от режима работы и срока службы.

μ_Н = 0,18- по таблице 8.10[3];

L_h = 5000;

 

L_HE = L_h· μ_Н = 5000·0,18 = 900 часов.

 

Принимаем L_HE =900 часов.

 

 

3 Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции

 

Выполним расчет для 4 вариантов компоновки редуктора из распечатки для нахождения наиболее оптимального из них.

 

Формулы для расчета:

A = d_{a2 max} –высота редуктора;

B = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a – ширина редуктора;

L = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} – длина редуктора;

- зазор между корпусом и вращающимися деталями;

V = A×B×L- объем редуктора;

- масса редуктора.

b_{w Т} – ширина венца тихоходной ступени;

b_{w Б} – ширина венца быстроходной ступени;

d_{a1 Б} – диаметр шестерни быстроходной ступени;

d_{a2 Б} – диаметр колеса быстроходной ступени;

d_{a2 Т} – диаметр колеса тихоходной ступени;

a_{w Б} – межосевое расстояние быстроходной ступени;

a_{w Т} – межосевое расстояние тихоходной степени;

d_{a2 max} - наибольший диаметр зубчатых колес;

Определим массу для всех 5 вариантов:

 

 

Определим длину L для всех 5 вариантов:

 

L₁ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(39,23+320)+105+190=474,615 (мм);

L₂ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(39,10+297)+115+180=463,05 (мм);

L₃ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(40,23+276,81)+125+170=453,52 (мм);

L₄ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(37,34+267,79)+135+170=454,565 (мм);

L₅ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(40,00+247,55)+150+160=455,775 (мм);

Определим зазор а между корпусом вращающимися деталями передач (для всех 5 вариантов принимается одно округленное значение):

Определим ширину редуктора для всех 5 вариантов:

 

B₁ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 41,6+49+3·10=120,6 (мм);

B₂ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 41+50,8+3·10=121,8 (мм);

B₃= b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 39+56,8+3·10=125,8 (мм);

B₄ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 44,8+50+3·10=124,8 (мм);

B₅ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 38,1+56,0+3·10=124,1 (мм);

Определим объем редуктора для всех 4 вариантов:

 

V₁ = A×B×L= 320×120,6×474,615 =18,32 (л);

V₂ = A×B×L= 297×121,8×463,05=16,76 (л);

V₃ = A×B×L= 276,81×125,8×453,52 =15,8 (л);

V ₄= A×B×L= 267,79×124,8×454,565=15,19 (л);

V ₅= A×B×L= 260×124,1×455,775=14,7 (л);

 

Построим диаграмму изменения массы и объема в зависимости от варианта компоновки:

 

Рисунок - 3 График объемов и масс редуктора для 5 вариантов

 

Выберем из графика наиболее оптимальный вариант №5

 

 

Статическое исследование редуктора

 

Рисунок 4 - Составляющие полного усилия в зацеплениях передач

 

5.1 Определение моментов в зубчатых колесах.

Момент на шестерне тихоходной ступени:

 

Момент на колесе быстроходной ступени:

 

Момент на шестерне быстроходной ступени:

 

Момент на хвостовике быстроходного вала, Н∙м

Определение реакций опор.

Рассмотрим промежуточный вал и действующие на него нагрузки:

 

 

Рисунок 5 - Действующие нагрузки на промежуточный вал

 

Рассчитаем расстояние между колесами и шестернями:

 

 

Плоскость XOY:

Сумма моментов относительно опоры 3:

;

, тогда

R_4Y = R_3Y = 6341 (H);

Проверка:

 

Плоскость XOZ:

Сумма моментов относительно опоры 3:

;

Сумма моментов относительно опоры 4:

;

Проверка:

Определим радиальные и осевые реакции опор:

Опора 3:

Опора 4:

.

 

 

Расчет зубчатых передач

Проектирование валов

 

 

Рисунок 6 - Конструкции валов редуктора

 

Диаметры участков валов:

– для быстроходного вала,

(мм);

Полученный размер согласуем с диаметром вала электродвигателя d₁, следовательно, d= 32 (мм).

– для промежуточного вала диаметр в месте установки зубчатых колес,

(мм);

Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом, следовательно, d_К = 44 (мм); Диаметр вала уменьшен по конструктивным соображениям.

 

– для тихоходного вала,

(мм),

Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом, следовательно, d_К = 63 – уменьшим диаметр вала из конструктивных соображений (мм);

(мм);

Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом, следовательно, d = 50 (мм); Диаметр вала уменьшен по конструктивным соображениям.

Диаметр буртика для упора кольца подшипника и колеса:

– для быстроходного вала,

d_БП = d_П + 3 × r=35+3× 2= 41 (мм);

– для промежуточного вала

d_БК = d_К + 3 × f=44+3×1,6=50,8 (мм);

– для тихоходного вала,

d_БП = d_П + 3 × r=50+3×3=59 (мм);

d_БК = d_К + 3 × f= 63+3×2,0=69 (мм);

Значения переходных радиусов и заплечиков приведены в табл. 1.9[1]

Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими по ГОСТ 12081-72. Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой, а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой.

Размеры выходного вала определяются по табл.24.27 [2].

Для быстроходного вала:

 

 

Рисунок 7 - Окончание быстроходного вала

 

d=32 мм

l₁ =80 мм

l₂ =58 мм

l₂ /2=29 мм

d_ср =29,1 мм

d₁ =M20x1.5

t₂ =2,8 мм

 

Рисунок 8 - Окончание тихоходного вала

 

Для тихоходного вала:

d=45 мм

l₂ =82 мм

l₂ /2=41 мм

l₃ =26 мм

l₄ =28,5 мм

d_ср =40,9 мм

d₂ =M16

t₂ =3,3 мм

 

Рисунок 8 – Эскиз колеса на валу быстроходной ступени

 

 

Рисунок 9 - эскиз колеса на валу тихоходной ступени

 

 

Расчет шпонок

 

Рисунок 10 - Соединение шпонкой

 

Подбор шпонок произведем по таблицам стандартов ГОСТ23360-78 для соединений типа вал-ступица. Принимаем величину допускаемых напряжений смятия [s_см] = 120 (МПа).

Определим рабочую длину шпонки:

Для колеса быстроходного вала:

l₄ = l_р4 + b=17,23+12=29,23 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=28 (мм).

где Т – вращающий момент на колесе тихоходной ступени;

h – высота шпонки;

l – длина шпонки;

b – ширина шпонки;

h - высота шпонки;

 

Для колеса тихоходного вала:

l₄ = l_р4 + b=58,15+18=76,15 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=80 (мм).

 

 

Для входного вала:

l₄ = l_р4 + b=9,65+8=17,65 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=20 (мм).

Для выходного вала:

согласуем со стандартным числовым рядом l=70 (мм).

 

 

 

 

Расчет промежуточного вала

Сечение 1

Сечение 2

Сечение 3

Сечение 4

Максимальный изгибающий момент М ∑ = 445 (Н·м)

Расчет и построение эпюр крутящих моментов.

Момент на шестерне тихоходной ступени:

Момент на колесе быстроходной ступени:

 

 

Построим эпюру изгибающих и крутящих моментов:

 

Рисунок 12.1 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Рисунок 12.3 –Цикл изменения нормальных напряжений

Рисунок 12.4 –Цикл изменения касательных напряжений

Определим опасные сечения вала.

Наиболее опасными сечениями являются колесо (т.к. в нем действуют максимальные изгибающие и крутящие моменты) и участок под быстроходным колесом (т.к.имеется шпоночный паз и соединение с натягом), где действуют суммарный изгибающий момент М равный 740 Н·м и 275 Н·м соответственно, а также крутящий момент Т 416 Н·м и 208 Н·м.

Для шестерни:

где W_p – полярный момент сопротивления.

τ_а = τ_М =

где W_ос – осевой момент сопротивления.

Запас прочности рассчитаем по формуле:

;

Запас прочности по нормальным напряжениям:

;

Запас прочности по касательным напряжениям:

;

где k_σ =2 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе; ([3], табл. 15.1)

K_d = 0,6 - масштабный фактор; ([3], рис. 15.5)

K_F = 0,7 - фактор шероховатости поверхности; ([3], рис. 15.6)

ψ_σ = 0,15 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости для легированной стали ([3], стр.300);

k_τ = 1,43 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;

K_d = 0,6 - масштабный фактор;

K_F= 0,7 - фактор шероховатости поверхности;

ψ_τ = 0,1 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

Допускаемое значение запаса прочности примем [s] = 1,5.

Условие усталостной прочности запишем в виде:

s > [s]

10,0> 1,5.

Таким образом, для шестерни вала, условие усталостной прочности выполняется

Проверим статическую прочность при перегрузках:

,

15 МПа < 880 МПа.,

Таким образом, условие прочности для шестерни вала выполняется.

Для участка под колесом:

где W_p – полярный момент сопротивления.

τ_а = τ_М =

где W_ос – осевой момент сопротивления.

Запас прочности рассчитаем по формуле:

;

запас прочности по нормальным напряжениям:

;

запас прочности по касательным напряжениям:

;

k_σ =3,6 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе; ([3], табл. 15.1)

K_d = 0,8 - масштабный фактор; ([3], рис. 15.5)

K_F = 1 - фактор шероховатости поверхности; ([3], рис. 15.6)

ψ_σ = 0,15 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости для легированной стали ([3], стр.300);

k_τ = 2,5 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;

K_d = 0,8 - масштабный фактор;

K_F= 1 - фактор шероховатости поверхности;

ψ_τ = 0,1 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

Допускаемое значение запаса прочности примем [s] = 1,5.

Условие усталостной прочности запишем в виде:

s > [s]

5,43 > 1,5.

Таким образом, для участка вала под колесом, условие усталостной прочности выполняется

Проверим статическую прочность при перегрузках:

29 МПа < 1000 МПа.,

таким образом, условие прочности для участка вала под колесом, также выполняется.

Введение

 

Привод грузоподъемного устройства был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,31 м/с.

Привод грузоподъемного устройства (рисунок 1) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.

Устройство состоит из быстроходной шевронной передачи и тихоходной косозубой передачи.

 

 

Рисунок 1 - Схема привода

Рисунок 2 - Схема редуктора №21

Определение основных исходных данных

 

 

Основные данные:

 

1. Схема привода №92;

2. Схема редуктора №21;

3. Усилие F_k=11,2 кH;

4. Скорость V=0,31 м/с;

5. Режим нагружения - №3;

6. Длительность работы L_h=5000 ч.;

7. Тип производства – серийный.

 

 

Подготовка данных для ввода в ЭВМ

Диаметр барабана предварительно назначим из условия:

D_б = d_k (е-1);

е = 18, где е – коэффициент установленный Госгортехнадзором для режима работы 3;

d_k=0,1 =0,1 =10,58 мм,

где F_k – усилие в канате;

тогда D_б=10,58×(18-1)=179,86 мм,

полученное значение округляем в большую сторону до целого, следовательно D_б=180 мм.

Определим частоту вращения барабана:

n_б = = 32,9 ;

Рассчитаем КПД по формуле:

,

где = 0,99 – КПД подшипника;

=0,978²·0,99 ³·1 = 0,932;

– КПД редуктора;

= 0,98 – КПД зубчатого зацепления;

= 1 – КПД уплотнения;

=0,9· 0,99· 0,932· 1 ² = 0,83.

Определим мощность привода:

= 4,18 кВт;

Передаточное отношение редуктора:

;

где n_двиг – частота вращения электродвигателя;

n_бар – частота вращения барабана.

Определим оптимальное передаточное отношение редуктора, для этого составим таблицу.

Таблица №1 – Частоты вращение электродвигателя

№ Режима	Тип электродвигателя	nc, об/мин	n=nc∙(1-ξ)	i=n/nб
	АИР 132S8	750	716	22,97
2				28,87
				43,31
				86,6

Выбираем из этой таблицы следующие значения:

i = 22,97;

n_двиг = 716 об/мин;

n_cинх = 750 об/мин.

По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель АИР 132S8:

Мощностью P=4,0 кВт и частотой вращения n=716 об/мин.

Перегрузка электродвигателя не превышает 12%

 

Определим крутящий момент на барабане:

Т_б = = 1008 Н·м;

 

Определим крутящий момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

1209 Н·м;

 

Примем T_2T=1209 H∙м.

 

Определим эквивалентное время работы:

Эквивалентное время работы зависит от режима работы и срока службы.

μ_Н = 0,18- по таблице 8.10[3];

L_h = 5000;

 

L_HE = L_h· μ_Н = 5000·0,18 = 900 часов.

 

Принимаем L_HE =900 часов.

 

 

3 Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции

 

Выполним расчет для 4 вариантов компоновки редуктора из распечатки для нахождения наиболее оптимального из них.

 

Формулы для расчета:

A = d_{a2 max} –высота редуктора;

B = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a – ширина редуктора;

L = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} – длина редуктора;

- зазор между корпусом и вращающимися деталями;

V = A×B×L- объем редуктора;

- масса редуктора.

b_{w Т} – ширина венца тихоходной ступени;

b_{w Б} – ширина венца быстроходной ступени;

d_{a1 Б} – диаметр шестерни быстроходной ступени;

d_{a2 Б} – диаметр колеса быстроходной ступени;

d_{a2 Т} – диаметр колеса тихоходной ступени;

a_{w Б} – межосевое расстояние быстроходной ступени;

a_{w Т} – межосевое расстояние тихоходной степени;

d_{a2 max} - наибольший диаметр зубчатых колес;

Определим массу для всех 5 вариантов:

 

 

Определим длину L для всех 5 вариантов:

 

L₁ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(39,23+320)+105+190=474,615 (мм);

L₂ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(39,10+297)+115+180=463,05 (мм);

L₃ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(40,23+276,81)+125+170=453,52 (мм);

L₄ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(37,34+267,79)+135+170=454,565 (мм);

L₅ = 0,5×(d_{a1 Б} + d_{a2 Т}) + a_{w Б} + a_{w Т} =0,5·(40,00+247,55)+150+160=455,775 (мм);

Определим зазор а между корпусом вращающимися деталями передач (для всех 5 вариантов принимается одно округленное значение):

Определим ширину редуктора для всех 5 вариантов:

 

B₁ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 41,6+49+3·10=120,6 (мм);

B₂ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 41+50,8+3·10=121,8 (мм);

B₃= b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 39+56,8+3·10=125,8 (мм);

B₄ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 44,8+50+3·10=124,8 (мм);

B₅ = b_{w Б} + b_{w Т} + 3×a= 38,1+56,0+3·10=124,1 (мм);

Определим объем редуктора для всех 4 вариантов:

 

V₁ = A×B×L= 320×120,6×474,615 =18,32 (л);

V₂ = A×B×L= 297×121,8×463,05=16,76 (л);

V₃ = A×B×L= 276,81×125,8×453,52 =15,8 (л);

V ₄= A×B×L= 267,79×124,8×454,565=15,19 (л);

V ₅= A×B×L= 260×124,1×455,775=14,7 (л);

 

Построим диаграмму изменения массы и объема в зависимости от варианта компоновки:

 

Рисунок - 3 График объемов и масс редуктора для 5 вариантов

 

Выберем из графика наиболее оптимальный вариант №5