Детали машин

оценка 4
февраль 2014



...

Введение………………………………………………………………………..
1.Кинематический расчет привода………………………………………….
2.Выбор материала деталей редуктора. Определение допускаемых
контактных и изгибных напряжений………………………………………...
3.Расчет закрытой быстроходной передачи………………………………..
4.Расчет закрытой тихоходной передачи…………………………………..
5.Расчет открытой цепной передачи………………………………………..
6.Ориентировочный расчет валов. Выбор подшипников………………...
7.Эскизная компоновка редуктора………………………………………….
8.Расчет валов на статическую и усталостную прочность………………
9. Расчет ступиц………………………………………………………………
10.Расчет шпоночных соединений………………………………………….
11.Расчет подшипников по динамической грузоподъемности…………..
12Конструктивные размеры редуктора и деталей………………………..
13.Выбор смазки……………………………………………………………...
14.Расчет и выбор муфты……………………………………………………
15.Последовательность сборки редуктора………………………………..
16.Допуски и посадки………………………………………………………..
Заключение……………………………………………………………………
Список используемой литературы…………………………………………

Введение
Кран мостовой электрический штыревой
Краны штыревые для цехов электролиза изготавливаются нескольких модификаций по грузоподъемности главного подъема — 10,8,7 т и количеству исполнительных механизмов. Заказчик может выбрать, по желанию. Кран любой грузоподъемности и исполнения, с учетом своей технологии. Конструкторами и инженерами найдены решения, позволившие максимально механизировать все операции при обслуживании электролизов (смена анодных штырей, подъем и перемещение ковшей с жидким металлом, транспортные операции при ремонтах, открывание и закрывание зажима штырей, подсыпка подштыревой анодной массы, установка штырей на горизонт с точностью + 10 мм и др.).
Дополнительно, по желанию заказчика, кран оборудуется системами автоматического контроля электроизоляции, видеосистемой для ориентации при подсыпке анодной массы в лунку и электроталью для расширения зоны обслуживания.
Рабочие органы крана оборудованы трехступенчатой электроизоляцией, все захватные органы исполнительных механизмов выполнены из немагнитной стали.
Технические характеристики кранов штыревых:
Технические характеристики кранов штыревых





Тележка штыревого крана

Подвеска штанги с захватом

Кабина машиниста

Механизм передвижения тележки с планетарными мотор-редукторами

Механизм вспомогательного подъема





Общий вид крана

Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ3.4.Проверка зубьев на изгибную прочность. При проверке на изгибную прочность напряжения изгиба в основании зуба шестерни или колеса рассчитывают по уравнению: σF = YF*Yε*Yβ*gFTm , МПа (45)где YF – коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев зубчатых колёс передачи и эквивалентного числа зубьев zv (величину YF находят по табл. 1.8): zv = z1cos3β (46) Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (для косозубых передач): Yε = 1εα*Кε;(47)Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зубьев: (Yβ = 1-β⁰/140⁰); (48)Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ gFT - удельная расчётная окружная сила изгиба: gFT = Ft* КFβ*KFα*KFV/b2 , Н/мм (49)Где КFβ, KFα, KFV- коэффициенты, имеющие тот же смысл, что и при расчете на прочность по контактным напряжениям σн, но отличающиеся величиной при расчете на прочность по изгибным напряжениям и равны: КFβ=1,25; KFα=1,35; KFV=1,14.zv1 = 300,9863 = 31,3: YF1= 3.77zv2= 1080.9863 = 112,7: YF2 = 3,6[σ]F1YF1 = 2773,77 =73,5[σ]F2YF2 = 1963,6 =54,4-слабое звено колесо. Yε = 10,95*1,718 = 0,61 Yβ = 1-9,7/140⁰ = 0,931;gFT = 2401* 1,35*1,25*1,14/55 = 84Н/мм;σF2 = 3,6*0,61*0,931*842 = 85,87 МПа.85,87<196МПа.Вывод: после проведения расчетов, а именно: проектный расчет закрытой косозубой быстроходной передачи, проверочный расчет и проверки зубьев на контактную и изгибную прочность я выяснил, что ступень является работоспособной. 4. Проектный расчёт закрытой тихоходной передачи редуктораИзм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ 4.1. Расчёт на прочность зубьев эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колёс с модулем от 1 мм и выше, выполняют по ГОСТ 21345-87. Формулы и коэффициенты для расчёта выбираются из методического пособия «Проектирование механических передач».Межосевое расстояниеПо условию контактной прочности определяют межосевое расстояние передачи: аω = Ка(u+1)*3Т3*Кнβ[σH]2*u2*ψba , мм (50)где: Ка – коэффициент межосевого расстояния, (Ка=495 – для прямозубых колёс), МПа1/3; u – передаточное число (принимаем из табл. 1.); Т3 – крутящий момент на валу колеса, Н*м (принимаем из табл. 1.); ψba- коэффициент ширины колеса b2 относительно межосевого расстояния аω; (значения ψba выбирают по табл.1.1 методического пособия); Кнβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (значения Кнβ выбирают по табл. 1.2 в зависимости от твёрдости материала колёс, схемы расположения колёс относительно опор и коэффициента ширины колеса относительно диаметра шестерни: ψbd= ψba(u+1)/2); [σH] - допускаемое контактное напряжение передачи, за него принимают допускаемое контактное напряжение материала наиболее слабого элемента передачи – колеса, Мпа. аω = 495(3,15+1)*3768,9*1,075182*3,152*0,3 = 207,5 мм;Принимаю аω = 200 мм (стандартное значение) ψbd= 0,3(3,15+1)/2) = 0,62;Модуль зацепленияДля прямозубых зубчатых колёс модуль зацепления составляет: mn = (0,01 … 0,02)* аω, мм. (51)mn =(0,01 … 0,02)*200 = 2…4мм.принимаю стандартный mn = 4 ммЧисло зубьевСуммарное число зубьев zc определяют по формулам:для прямозубых зубчатых колёс: zc = 2аωm (52)zc = 2*2004 = 100zc = z1 + z2где zc – суммарное число зубьев; z1 – число зубьев шестерни; z2 – число зубьев колеса. z1 = zcu+1 (53) z1 = 1003,15+1 = 24,1 z2 = zc - z1 (54) z2 = 100 – 24,1 = 75,9 принимаю z1 = 24; z2 =76 Уточняю передаточное число: u = z2z1 (55) u = 7624 = 3,17 отклонение u от первоначального составляет 0,6%Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗГеометрические параметрыГеометрические параметры зубчатых колёс определяются согласно формулам, приведённым в табл. 1.3. Делительный диаметр d, мм: d = m *zn ; мм (56) d1 = 4*24 = 96 мм d2 = 4*76 = 304 мм Диаметр вершин зубьев da , мм: da = dn + 2*m , мм (57)da1 = 96 + 2*4 = 104 ммda2 = 304 + 2*4 = 312 мм Диаметр впадин зубьев df , мм: df = d – 2,5*m, мм (58) df1 = 96 – 2,5*4 = 86 мм, df2 = 304 – 2,5*4 =294 мм; Межосевое расстояние аω , мм: аω = m*zc2 , мм (59)аω = 4*1002 = 200 мм; Ширина колеса b2 , мм: b2 = ψbd*d1 , мм (60) илиb2 = ψbа* аω , мм; b2 = 0,62*96 = 59,52 мм;принимаю b2 = 60мм. Ширина шестерни b1 , мм: b1 = b2 + (3 … 5), мм (61) b1 = 60 + 4 =64 мм;Окружная скорость колёс и степень точности изготовления.Вычисляется окружная скорость и назначается степень точности изготовления колёс согласно табл. 1.4. V = π*d2*n360*1000 , м/с (62)где n2 – частота вращения шестерни, об/минd2 принимаем из (56); n3 принимаем из табл. 1.;V = 3,14*304*65,2860*1000 = 1,03 м/сПри V = 1,03 м/с , в соответствии с табл. 1.4. принимаю степень точности изготовления колёс 9.Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗПроверочный расчёт закрытой цилиндрической тихоходной зубчатой передачиПроверочный расчёт начинают с определения сил, действующих в зацеплении зубчатых колёс.Силы в зацеплении.Усилия, действующие в зацеплении, рассчитывают по формулам табл. 1.5.Окружное усилие Ft , Н: Ft = 2*Т*103 / d, Н (63)где Т – крутящий момент, (принимаем из табл. 1.) Н*м;d – делительный диаметр, мм; Ft1 = 2*251,65*103 / 96 = 5243 Н, Ft2 = 2*768,9*103 / 304 = 5058 Н;Радиальное усилие Fr , Н:Fr1 = Fr2 = Ft1 * tanαω, Н (64)где Ft1 – окружная сила в шестерне, Н; αω принимаем из 4.4.Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ Fr1 = Fr2 = 5243 * 0,3639= 1908 НОсевое усилие Fa , Н: Fa1 = Fa2 = 0 Проверка зубьев на контактную прочностьУсловие контактной прочности имеет вид:σн ≤ [σн]Расчётные контактные напряжения σн определяются по формуле: σн = ZH*ZM*Zε*gHT*(u+1)d1*u , МПа (65)где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых зубьев (ZH = 1,76*cosβ); ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс (для стальных зубчатых колёс ZM = 275 МПа1/2); Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии (для косозубых колёс: Zε = 4-εα 3 (66)где εα – коэффициент торцевого перекрытия зубьев εα = [1,88 – 3,2(1z1 + 1z2)]*cosβ, МПа (67)gHT - удельная расчётная окружная сила, Н/мм: gHT = Ft*КHβ*KHα*KHV/b2 , Н/мм (68)где КНβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (значения Кнβ выбирают по табл. 1.2 в зависимости от твёрдости материала колёс, схемы расположения колёс относительно опор и коэффициента ширины колеса относительно диаметра шестерни: ψbd= ψba(u+1)/2); КНβ = 1,07; Ft – окружное усилие, Н (принимаем из (63)); KHα коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями (для прямозубых передач KHα =1); KHV – коэффициент динамической нагрузки, который зависит от твёрдости материала зубчатых колёс, их скорости и степени точности изготовления (табл. 1.7); KHV =1,1; b2 – ширина колеса, мм ;gHT = 5243*1,07* 1*1,1/59,52 = 103,7 Н/мм;εα = [1,88 – 3,2(124 + 176)]*1 = 1,7;Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ Zε = 4-1,73 = 0,875;σн = 1,76*275*0,875*103,7*(3,17+1)96*3,17 = 504 МПа;Отклонения расчётных напряжений σн от допускаемых [σн] не должно превышать 5% в сторону перегрузки, 20% в сторону недогрузки. Перегрузку передачи вычисляют по выражению: ∆ σн = σн-[σн] [σн] * 100% (69) ∆ σн = 504-518 518 * 100% = -2,7 % (недогрузка)Проверка зубьев на изгибную прочностьПри проверке на изгибную прочность напряжения изгиба в основании зуба шестерни или колеса рассчитывают по уравнению: σF = YF*Yε*Yβ*gFTm , МПа (70)где YF – коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев зубчатых колёс передачи и эквивалентного числа зубьев zv (величину YF находят по табл. 1.8): zv = z1cos3β (71) Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (для косозубых передач); Yε = 1 Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зубьев: (Yβ = 1-β⁰/140⁰); (72) gFT - удельная расчётная окружная сила изгиба: gFT = Ft* КFβ*KFα*KFV/b2 , Н/мм (73)Где КFβ, KFα, KFV- коэффициенты, имеющие тот же смысл, что и при расчете на прочность по контактным напряжениям σн, но отличающиеся величиной при расчете на прочность по изгибным напряжениям и равны: КFβ=1,17; KFα=1,35; KFV=1,28.zv1 = 2413 = 24: YF= 3,93Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗzv2= 7613 = 76: YF = 3,61[σ]F1YF1 = 2773,93 =70,48-слабое звено шестерня.[σ]F2YF2 = 2573,61 =71,19Yβ = 1-0/140⁰ = 1;gFT = 5243* 1,35*1,17*1,28/59,52 = 178Н/мм;σF1 = 3,93*1*1*1784 = 174 МПа.174<277Мпа.Вывод: после проведения расчетов, а именно: проектный расчет закрытой прямозубой тихоходной передачи, проверочный расчет и проверки зубьев на контактную и изгибную прочность я выяснил, что данная ступень также является работоспособной. Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ 5. Расчет цепной передачиОсновным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. 5.1 Число зубьев ведущей звездочки.z1 = 29-2*u ; (74)где u- передаточное число цепной передачи.z1 = 29–2*1,8 = 25,4 = 255.2 Число зубьев ведомой звездочки. Z2 = z1*u ; (75)Z2 = 25*1,8 = 455.3 Уточненное передаточное число. U = Z2Z1 ; (76) U = 4525 = 1,8.5.4 Шаг цепи. Определяю шаг цепи t, ориентировочно приняв допускаемое давление в шарнирах цепи [p] в зависимости от скорости ведущей звездочки (табл. 2.33): t > 2,83Т1*КэZ1*[p]*n ; (77)Где : Т1 - вращающий момент на валу меньшей звездочки, Н*мм (табл. №1); n – число рядов цепи, n = 1…4; Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи: Кэ= Кg*Ка*Кн*Кр*Кс*Кп; (78)Где : Кg- динамический коэффициент, (при спокойной нагрузке Кg = 1.)Ка = коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при а=(30…50)*t, Ка=1)Кн- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи: при наклоне до 600 Кн= 1.КрИзм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом Кр= 1,25.Кс - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической Кс = 1,3…1,5.Кп - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, прт работе в две смены Кп= 1,25.При z1 > 17 табличное значение [p] умножаю на: Кz = 1+0,01(z1 -17) (79) Кz = 1+0,01(25-17) = 1,08[p] = 1,08*40= 43,2Кэ=1*1*1*1,25*1,5*1,25 = 2,34t > 2,83768,9*103 *2,3425*43,2*1 = 33,2 мм.Выбрал цепь ПРЛ с шагом 38,1 мм.5.5 Определение скорости цепи; V, мс. V = Z1*t*n360*1000 ; (80)Где: n3- частота вращения вала третьего вала, об/мин, (Табл. 1) V = 25*38,1*65,2860*1000 = 1,036 мс . 5.6 Окружная сила, Ft, Н.: Ft= Р1*103V ; (81) Ft= 5,26*1031,036 = 5077 Н = 5,08 кН.5.7 Давление в шарнирах цепи; Р, МПа.: Р = Ft*Кэλоп; (82) где: λоп- площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2 (табл. 2.34) λоп = 394 мм2 Р = 5,08*103*2,34394 = 30 Мпа. 5.8 Назначаю межосевое расстояние; а , мм. а = (30…50)*t ; (83) а = (30…50)*38,1 = 1143…1905 мм.Принимаю а = 1500 мм.5.9 Число звеньев цепи; W. W = 2*аt +0,5(z1 +z2) +△2*tа; (84)где: △ – поправка: △ = z1-z22π; (85)△ = 45-252*3,14 = 3,18 W = 2*150038.1 +0,5(25 +45) +3.182*38.11500Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ = 113,95 = 1145.10 Уточняю межосевое расстояние: а, мм. а = 0,25*t[w-0,5(z1+z2)+[w-0,5z1+z2]2-8*△2 ]; (86)а = 0,25*38,1[114-0,5(25+45)+[114-0,525+45]2-8*3,182 ] =1500,18 мм.для свободного провисания цепи предусматриваю уменьшение а на (0,2…0,4)%,т.е. на (3…6)мм.5.11 Прочность цепи: S. Рассчитанную цепь проверяют на прочность, определяя коэффициент запаса прочности: S = FрFt*Kg+Fv+Ff > [S]; (87)Где: Fp – разрушающая нагрузка, Н (табл. 2.34). Fv – центробежная сила, Н. Fv = g*V2; где g = 5,5кг/м. Fv = 5,5*1,0362 = 5,9 Н. Ff – сила от провисания цепи, Н. Ff = 9,81*Kf*g*а; где Kf - коэффициент, учитывающий расположение цепи, при горизонтально расположенной цепи Kf = 6, g – масса 1м. цепи(согласно табл. 2.34).Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗРасчетный коэффициент запаса прочности S не должен быть меньше нормативного [S] (табл. 2.35 )S = 100*1035,08*103*1+5,9+471 =17,99 = 18 >7,5;5.12 Конструктивные размеры Основные геометрические параметры цепей (значения d1, t, Ввн) даны в табл. 2.34. Определяю конструктивные размеры звездочек: Диаметр делительных окружностей, dэ1, мм. dэ1= tsin⁡(1800Z1) ; (88)dэ1= 38,1sin⁡(180025) = 304,01 мм. dэ2= 38,1sin⁡(180045) = 546,18 мм. Диаметр наружных окружностей. Dе, мм. Dе= t(k+kz- 0.31λ) ; (89) Где: k=0,7 для приводных роликовых цепей. kz= ctg(180Z); λ = td1 , где d1 - диаметр ролика (табл. 2.34).kz1= ctg(18025) = 7,934kz2= ctg(18045) = 14,3λ = 38,122,23 = 1,7 Dе1= 38,1(0,7+7,934- 0.311,7) = 322,02 мм.Dе2= 38,1(0,7+14,3- 0.311,7) = 564,57 мм. Диаметр окружности впадин: Df, мм. Di = dд - (d1 + 0,175dэ); (90)Df = 304,1 - (22,23+ 0,175304,1) = 278,8 мм.Df = 546,2- (22,23+ 0,175546,2) = 519,8 мм.Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ Смещение центров дуг впадин. е. е = (0,01…0,05)*t; (91)е = (0,01…0,05)*38,1 = 0,381…1,905е = 1 Половина угла заострения зуба γ = 13…200 Угол впадины зуба, при Z > 20 β = 480. Радиус закругления головки зуба;r1, мм. r1= (t-0,5*d1-0,5*е)cos γ; (92)r1= (38,1-0,5*22,23-0,5*1)cos 150 = 26,55 мм. Высота прямолинейного участка профиля зуба; hr, мм. hr= r1* sin γ; (93) hr= 26,55* 0,2588 = 6,87 мм. Ширина зуба; bf, мм. bf = 0,87*Ввн- 1,7; (94)где: Ввн- расстояние между внутренними пластинами (табл. 2.34)bf = 0,87 *25,4 - 1,7 = 20,4 мм. Ширина вершины зуба; bs, мм. bs = 0,83 *bf; (95) bs = 0,83 *20,4 = 16,9 мм.5.13. Сила давления на валы; Q, кН. Q = 1,15 * Ft; (96) Q = 1,15 * 5,08 = 5,84 кН.Изм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗИзм.Лист№ докум.ПодписьДатаЛист ИГДГиГ СФУ. ГО 06453. ПЗ6.Расчет ступицДлина ступицы: lст =(1,2…1,4)d (97)Диаметр ступицы: dст =1,6٠d (98)Шестерня на первом валу: lст =1,3٠38 = 49мм. dст =1,6٠38 = 61мм.Колесо и шестерня на втором валу: lст =1,3٠48 = 62мм. dст =1,6٠48 = 77мм.Колесо на третьем валу: lст =1,3٠70 = 91мм. dст =1,6٠70 = 112мм.