1. Расчетная часть Привод механизма передвижения мостового крана
Рисунок 1. Кинематическая схема привода
1-электродвигатель; 2-муфта; 3-одноступенчатый редуктор; 4-цилиндрическая зубчатая передача; 5- рельс; 6- колесо.
1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Требуемая мощность электродвигателя, кВт
Pтр=
, (1)
где: Ртр –требуемая мощность на валу двигателя;
F – тяговое усилие ленты, F=1,5 кН;
V – скорость ленты, V=1,65 м/с;
общ
– общий коэффициент полезного действия.
общ=
1*
*
*
4 (2)
Где:
1 – коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес; 1=0,96
2 – коэффициент полезного действия пары подшипников качения; 2=0,99
3– коэффициент полезного действия открытой зубчатой передачи; 3=0,93
4 – коэффициент полезного действия муфты; 4=0,98
кВт.
Тип
двигателя
4АM112МВ8УЗ,
частота вращения вала двигателя
=750
об/мин.
Номинальная частота вращения:
=700
об/мин,
Угловая скорость:
ωдв=
=
,
Угловая скорость колес:
ωк=
,
где:
D – диаметр колес, D = 0,6м;
ωк=
,
Общее передаточное отношение:
uобщ=
=
Передаточное
отношение редуктора по ГОСТ 2185-66
=4
Передаточное число открытой передачи:
=3,55
Уточненное передаточное отношение:
=
14,2
Отклонение педедаточного отношения:
Δ=
*100%=
-4,4<5%,
что допустимо.
Угловая скорость валов:
ω1 = ωдв =73,26 рад/сек
ω2=
=
рад/сек,
Вращающие моменты:
На валу шестерни
Т1=
=
=
=39
Н*м= 39*
Н*мм
На валу колеса
Т2=Т1*
=125*
*5=625*
Н*мм
На валу второго колеса
Т3=
1.2 Расчет зубчатых колес редуктора
Материал шестерни:
Сталь 45,термическая обработка – улучшение, твердость HB230.
Материал колеса:
Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 200.
Допускаемые контактные напряжения
[
]
=
,
Где
– предел контактной выносливости при
базовом числе циклов.
– коэффициент долговечности,
при длительной эксплуатации редуктора,
= 1.
– коэффициент безопасности,
= 1, 10.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меньше HB 350 и термической обработкой (нормализация или улучшение)
= 2HB + 70,
Для шестерни:
[
]
=
=
≈ 482 МПа,
Для колеса:
[
]
=
=
≈ 428 МПа,
Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес:
[
]
= 0,45(
)
= 0,45(482+428) = 410 МПа,
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
=
= 43(4+1)
*1≈
113,95 мм,
Где
=43,
для косозубых колес,
– коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца. Несмотря на
симметричное рассположение
колес
принимается выше рекомендуемого, так
как со стороны цепной передачи действуют
силы, вызывающие дополнительную
деформацию ведомого вала и ухудшающие
контакт зубьев. Принимается как в случае
несимметричного расположения колёс,
– коэффициент ширины венца
по межосевому расстоянию,
.
u= = 4.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66
=125 мм
Нормальный модуль зацепления выбирается в интервале (0,01-0,02)
и выравнивается по ГОСТ 9563 – 60
= (0,01÷0,02)
=(0,01÷0,02)*125=1,25÷2,5
мм,
Стандартный модуль зацепления = 2 мм.
Суммарное число зубьев
=
=
= 119,3=119
Тогда
Где β- угол наклона зубьев, предварительно β=170,48’.
Уточненное значение угла наклона зубьев
Cosβ=
=
=
0,952,
β=17°48’.
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры
=
48,3 мм,
=
=
*96
= 201,6 мм,
Диаметры вершин зубьев:
,
=
201,6 + 2*2 = 205,6 мм,
Ширина
колеса
Ширина шестерни
,
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
=
=
=1,275,
Окружная скорость колес и степень точности передачи
ν =
=
=3,38
м/с,
При такой скорости для косозубых колес следует принять 9 степень точности.
Проверка контактных напряжений
=376
Где
– коэффициент нагрузки
=
Где
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями,
– динамический коэффициент, для
прямозубых колес при
≤5
м/сек и 9 степени точности,
=1,02
Силы действующие в зацеплении:
Окружная
=
=
=1470,8
Н,
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
=
[
]
Где
-
коэффициент нагрузки
-
коэффициент, учитывающий форму зуба.
-
коэффициент компенсирующий погрешность,
возникающей при применении той же
расчётной схемы, что и в случае прямых
зубьев.
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями.
[ ] – допускаемое напряжение изгиба.
=
,
где
-
коэффициент концентрации нагрузки, при
=1,275,
твердости НВ≤350 и несимметричном
расположении колес относительно опор,
=1.
-
коэффициент динамичности, при
=0,8
м/сек и твердости НВ≤350,
=1,06.
=1*1,06*1=1,06
зависит от числа зубьев Zv.
YF1 = 3,87 и YF2 = 3,60
Допускаемое напряжение
,
Где
-предел
выносливости
-коэффициент
безопасности,
1,8НВ.
для
шестерни
1,8
* 230 = 415 МПа;
для колеса 1,8 * 200 =360 МПа.
-
коэффициент безопасности,
Где
-
коэффициент, учитывающий нестабильность
свойств материала зубчатых колес,
=
1,75 ,
-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для штамповочных колес = 1.
=
1,75.
Допускаемые напряжения
для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 237 МПа
для колеса [σF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа
=
.
.
Условие прочности выполнено.