Конструирование привода механизма передвижения тележки мостового крана - Курсовая работа

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. kp - коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса; kp = 2,5. По таблице на ходовые колеса, принимаем ходовое колесо диаметром 250 мм. 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. 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 .

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 расчет надежности 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. Изза низкой долговечности открытой зубчатой пары область применения таких механизмов передвижения ограничена

2. Кинематический расчет механизма передвижения тележки

Сопротивление передвижению

Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом приведенное к ободу ходового колеса

Wtp=(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 колес, n=4.

По таблице на ходовые колеса, 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

Wtp= (2 0,03 0,015 7) 5= 1410 КГ =13827.3Н;

Выбор электродвигателя

Определим мощность двигателя по статическому сопротивлению при перемещении тележки с номинальным грузом Nct== 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 КГ м3. 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 Тм.н.=250 Н·м; момент инерции Jm=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: ?ред = ?цп3 · ?п3 ?цп = 0,95…0,97; принимаем ?цп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

?п = 0,99 - КПД пары подшипников качения. ?ред = 0,963 · 0,993 = 0,86

Электродвигатель: Рдв = 13 КВТ; nдв = 970 об/мин.

Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 13 КВТ;

Р2 = Р1 · ?цп · ?п = 13 · 0,96 · 0,99 = 12,3 КВТ;

Р3 = Р2 · ?цп · ?п = 12,3 · 0,96 · 0,99 = 11,6 КВТ;

Рт = Р3 · ?цп · ?п = 11,6 · 0,96 · 0,99 = 11 КВТ;

Передаточное число редуктора [2].

Произведем разбивку общего передаточного числа по ступеням: U1=(1,1…1,5) = 1,1· = 7 - передаточное число первой ступени;

U2=(1,1…1,5) = 1,1· = 2,6 - передаточное число второй ступени, где

U3= - передаточное число третьей ступени.

Уточняем передаточное число редуктора: Uред= U1 · U2 · U3 = 7·2,6·2,2 = 40 nt = 30??т/? = 30·2,5/3,14 = 29 об/мин.

Частота вращения валов: n1 = nдв = 970 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 970 / 7 = 139 об/мин;

n3 = n2 / U2 = 139 / 2,6 = 53,4 об/мин;

n4 = n3 / U3 = nt = 53,4/2,2 = 24,2 об/мин.

Угловые скорости валов: ?1 = ?n1 / 30 = 3,14 · 970 / 30 = 101,5 рад/с;

?2 = ?n2 / 30 = 3,14 · 139 / 30 = 14,5 рад/с;

?3 = ?n3 / 30 = 3,14 · 53,4 / 30 = 5,5 рад/с;

?4 = ?т = ?n4 / 30 = 3,14 · 24,2 / 30 = 2,5 рад/с.

Вращающие моменты на валах: М1 = Р1 / ? 1 = 13 / 101,5 = 0,12 КН·м = 120 Н·м;

М2 = Р2 / ? 2 = 12,3 / 14,5 = 0,84 КН·м = 840 Н·м;

М3 = Р3 / ? 3 = 11,6 / 5,5 = 2,1 КН·м = 2100 Н·м;

М4 = Мт = Рт / ? 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;

680 НВСР2; ?в = 780 МПА; ?-1 = 540 МПА; ? = 335 МПА. таб. 3.2 [1].

Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ1;

700 НВСР1; ?в = 890 МПА; ?-1 = 650 МПА; ? = 380 МПА. табл. 3.2 [1].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 · ? 4 · Lh = 573 · 1,8 · 12000 = 12,4 · 106 циклов;

NK5 = NK6 · U3 = 12,4 · 106 · 4,35 = 53,6 · 106 циклов.

NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 [1] - число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности KHL = 1._NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [1]. При NK > NFO, коэффициент долговечности KFL = 1.

[?]H5 = 1,8HBCP1 67 = 700 · 1,8 67 = 1327 МПА

[?]H6 = 1,8HBCP2 67 = 680 · 1,8 67 = 1291 МПА

[?]F5 = 1,03HBCP1 = 700 · 1,03 = 721 МПА

[?]F6 = 1,03HBCP2 = 680 · 1,03 = 700 МПА

Расчет третьей ступени редуктора

Межосевое расстояние: ?3 = К?(U3 1) = 495 · (1,54 1) = 57,16 мм.

К? = 495 - для прямозубых передач [2].

КН? = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем ?3 = 60 мм. m = (0,01-0,02) ?3 =0,6 мм, принимаем m = 1 мм. z5 = 2?3 / m(U3 1) = 2 · 60 / 1 · (1,54 1) = 50 z6 = z5U3 = 50 · 1,54 = 77мм d5 = m z5 = 1 · 50 = 50 мм da5 = d5 2m = 50 2 · 1 = 52 мм dt5 = d5 - 2,5m = 50 - 2,5 · 1 = 47,5 мм d6 = m z6 = 1 · 77 = 77 мм da6 = d6 2m = 77 2 · 1 = 79 мм dt6 = d6 - 2,5m = 77 - 2,5 · 1 = 74,5 мм b6 = ?ва · ?3 = 0,4 · 60 = 24 мм b5 = b6 5 = 24 5 = 29 мм

Окружная скорость: V3 = = = 22,4 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: YF5 = 3,9, YF6 = 3,6 [1].

[?F5] / YF5 = 721 / 3,9 = 184,8 МПА; [?F6] / YF6 = 700 / 3,6 = 194,4 МПА

184,8<194,4 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: KF = КF? · 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 · tg? = 4000 · tg 20° = 8920 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса: ?F6 = Ft6 · KF · YF6 / b6 · m = 4000 · 1,14 · 3,6 / 24 · 1 = 684 МПА<[?]F6 = 700 МПА

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению: ?Н6 = = = 347 МПА

КН = КН?· КН? · KHV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КН? = 1; КН? = 1; KHV = 1,05 [1].

?Н6 < [?]Н6

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

Расчет второй ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев: ?2 = К?(U2 1) = 495 · (1,86 1) = 49,6 мм.

К? = 495 - для прямозубых передач [2].

КН? = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем ?2 = 50 мм. m = (0,01-0,02) ?2 = 0,5 мм, принимаем m = 0,5 мм. z3 = 2?2 / m(U2 1) = 2 · 50 / 0,5 · (1,86 1) = 70 z4 = z3U2 = 70 · 1,86 = 130 мм d3 = m z3 = 0,5 · 70 = 35 мм da3 = d3 2m = 35 2 · 0,5 = 36 мм dt3 = d3 - 2,5m = 35 - 2,5 · 0,5 = 33,75 мм d4 = m z4 = 0,5 · 130 = 65 мм da4 = d4 2m = 65 2 · 0,5 = 66 мм dt4 = d4 - 2,5m = 65 - 2,5 · 0,5 = 63,75 мм b4 = ?ва · ?2 = 0,4 · 50 = 20 мм b3 = b4 5 = 20 5 = 25 мм

Окружная скорость: V2 = = = 0,48 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: YF3 = 3,9, YF4 = 3,4 [1].

[?F3] / YF3 = 721 / 3,9 = 184,8 МПА; [?F4] / YF4 = 700 / 3,4 = 205,8 МПА

184,8<205,8 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: KF = КF? · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении: окружное: Ft3 = Ft4 = 2М2 / d3 = 2 · 60 / 0,035 = 3428,5 H радиальное: Fr3 = Fr4 = Ft3 · tg? = 3428,5 · tg 20° = 7645,5 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса: ?F3 = Ft3 · KF · YF4 / b4 · m = 3428,5 · 1,14 · 3,4 / 20 · 0,5 = 132,8 МПА<[?]F4 = 700 МПА

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению: ?Н4 = = = 369,3 МПА

КН = КН?· КН? · KHV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КН? = 1; КН? = 1; KHV = 1,05 [1].

?Н4 < [?]Н4

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

Расчет первой ступени редуктора U1 = 3,47

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью ?1 = К?(U1 1) = 495 · (3,47 1) = 43,11 мм.

К? = 495 - для прямозубых передач, стр. 135 [1].

КН? = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем ?1 = 44 мм.

m = (0,01-0,02) ?1 = 0,44 мм, принимаем m = 0,4 мм. z1 = 2?1 / m(U1 1) = 2 · 44 / 0,4 · (3,47 1) = 49 z2 = z1U1 = 49 · 3,47 = 170 d1 = m z1 = 0,4 · 49 = 19,6 мм da1 = d1 2m = 19,6 2 · 0,4 = 20,4 мм dt1 = d1 - 2,5m = 19,6 - 2,5 · 0,4 = 18,6 мм d2 = m z2 = 0,4 · 170 = 68 мм da2 = d2 2m = 68 2 · 0,4 = 27,2 мм dt2 = d2 - 2,5m = 68 - 2,5 · 0,4 = 67 мм b2 = ?ва · ?1 = 0,4 · 44 = 17,6 мм b1 = b2 5 = 17,6 5 = 22,6 мм

Коэффициент формы зуба: YF1 = 3,85, YF2 = 3,55 [1].

Усилия в зацеплении: окружное: Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 20 / 0,019 = 2105 H радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tg? = 2105 · tg 20° = 4694 H

[?F1] / YF1 = 721 / 3,85 = 187,3 МПА; [?F2] / YF2 = 700 / 3,55 = 197,1 МПА

187,3<197,1 - следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: привод электродвигатель тележка кран

KF = КF? · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КF? = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса: ?F2 = Ft2 · KF · YF2 / b2 · m = 2105 · 1,3 · 3,55 / 17,6 · 0,4 = 379 МПА<[?]F2 = 700 МПА

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке: ?FMAX = ?F · Mmax / Мном = 379 · 2,2 = 833,8 < [?FMAX] = 1863,2 МПА

[?FMAX] = 2,74НВ2 = 2,74 · 680 = 1863,2 МПА

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению: ?Н2 = = = 627 МПА < [?]Н2=1291 МПА

КН = КН?· КН? · KHV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КН? = 1; КН? = 1; KHV = 1,05 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке: ?max = ?Н · = 432 · = 642 МПА < [?НПР] = 1674 МПА

[?НПР] = 3,1 · ?Т = 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 O118 мм, под подшипники - O130 мм, под колесо - O140 мм.

Опасное сечение - место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, ?в = 780 МПА, ?т = 540 МПА, ?т = 290 МПА, ?-1 = 360 МПА, ?-1 = 200 МПА, ?? = 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) - RAFM(a b) = 0;

RAFM = FM(a b c) / (a b) = 22360 · 498 / 398 = 27978 H

RBFM = RAFM - FM = 27978 - 22360 = 5618 H

RA = = = 9466 H

RB = = = 19185 H

Для расчета подшипников: RA" = RA RAFM = 9466 27978 = 37444 H

RB" = RB RBFM = 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, ?в = 780 МПА, ?т = 540 МПА, ?т = 290 МПА, ?-1 = 360 МПА, ?-1 = 200 МПА, ?? = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости. ?а = ?u = MAFM / 0,1d63 = 2236 · 103 / 0,1 · 6093 = 1,2 МПА ?а = ?к /2 = М4 / 2 · 0,2d63 = 8000 · 103 / 0,4 · 6093 = 1 МПА

К? / Кd? = 3,8 табл. 10.13 [2]; К? / Кd? = 2,2 табл. 10.13 [2];

KF? = KF? = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

K?Д = (К? / Кd? 1 / КF? - 1) · 1 / KV = (3,8 1 - 1) · 1 = 3,8

K?Д = (К? / Кd? 1 / КF? - 1) · 1 / KV = (2,2 1 - 1) · 1 = 2,2 ?-1Д = ?-1 / K?Д = 360 / 3,8 = 94,7 МПА ?-1Д = ? -1 / K?Д = 200 / 2,2 = 91 МПА_

S? = ?-1Д / ?а = 94,7 / 1,2 = 79; S? = ? -1Д / ? а = 91 / 1 = 91

S = S? S? / = 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" K? 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

6,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

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.

Размещено на