Расчет передвижения тележки противовеса крана КБ-674

Выбираем предварительно шаг цепи t_ц=25,4мм

Определяем скорость цепи:

                                                (2.26)

Находим ширину цепи:

                                                                                      (2.27)

где [P₁₀]-мощность допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10мм [P₁₀]=1,6кВт[1]

Получаем:

Принимаем b=111мм; принимаем цепь вида ПЗ-2-25,4-196-111 (2 исполнение, с шагом 25,4мм, с разрушающей силой 196 кН, с рабочей шириной 111мм).

Находим число звеньев  цепи:

                                                                     (2.28)

Предварительно принимаем  межосевое расстояние                                     а=(30…50)t=40∙25,4=1016мм              

Находим:                         (2.29)

Получаем:

Принимаем z_ц=143

Рис. 2.1 Цепь зубчатая

 

1-рабочая пластина;2-направляющая  пластина;3-удлененная призма;

4-внутренняя призма; 5-соединительная  призма; 6-шайба; 7-шплинт.

Находим расчётное межосевое  расстояние:

                                       (2.30)

Получаем:

Находим действительное значение межосевого расстояния[6]

                                              а_д=0,996а_р=0,996∙863=859,8мм             (2.31)

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

                                                                   (2.32)

                                                                     (2.33)

Определяем число ударов цепи при набегании её на зубья  звёздочек и сбегании с них:

                                                                             (2.34)

Определим допустимое значение:

                  [W]=800/t_ц-0.2t_ц=800/25,4-0,2∙25,4=26,4с^-1            (2.35)

Получаем:

Определяем силы действующие  на цепь:

Окружная:

Центробежная:                                             (2.36)

От провисания цепи:

где k_f- коэффициент провисания цепи к_f=1

Расчетная нагрузка на валы: (2.37)

Проверяем коэффициент  запаса прочности по формуле:

                                  (2.38)

Нормативный коэффициент  запаса прочности по табл. 7.22[1] [s]=24; условие выполнено, так как расчётный коэффициент прочности должен быть не меньше нормативного[1]

Расчёт показал, что  выбранная цепь удовлетворяет всем требованиям.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ И  КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

 

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих  валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

 

                          3.1. Расчет ведущего вала редуктора

 

Принимаем материал вала сталь 40Х; диаметр заготовки ≤120мм. HB 240 ; σ_в=790Мпа ; σ_т=640Мпа ; σ_-1=370Мпа ; τ_-1=210Мпа.

Определяем диаметр  входного конца вала исходя из того, что он соединён с валом электродвигателя через муфту:

d=(0,8-1)^.d_дв=(0,8-1,0)·38=30,4-38мм (3.1)

 

                          

                            Рис 3.1 Конструкция вала

 

Из стандартного ряда принимаем d_в=32мм. По методическим указаниям [4] принимаем ступень вала под уплотнение принимаем по расчетам d_у=36мм, d_п- посадочный участок вала под подшипник равный 40мм.

Межопорное расстояние принимаем l=d_am2=350мм. Расстояние от точки приложения силы от муфты, до точки приложения принимаем в зависимости от передаваемого момента f=65мм (рис.3.1).

Нагрузку от муфты  на вал принять:

на быстроходном валу при 25< Т_б £ 250 Н×м;[4]

Получаем:

Определяем реакции в опорах:

а) вертикальная плоскость:

                                                            (3.2)

                Н

                                                            (3.3)

Произведём проверку найденных реакций:

                        

                            реакции найдены верно.

б) горизонтальная плоскость:

            

;

            

Произведём проверку найденных реакций:

                           

                           реакции найдены верно.

Определим изгибающие моменты и  построим их эпюры (рис. 3.2):

а) вертикальная плоскость:

рассмотрим участок 1  0<x>0,175м

                                                                                                   (3.5)

   При x=0   M_1-1x=0     

    При x=0,175м  

 рассмотрим участок 2 0<x>0,175м

                                                                                                   (3.6)

    При x=0 M_2-2x=0

    При x=0,175м

б) горизонтальная плоскость:

рассмотрим участок 1 0<y>0,175м

                                                                                                     (3.7)

    При y=0 M_1-1y=0

    При y=0,175м

Рассмотрим участок 2 0<y>0,175м

                                                                                 (3.8)

    При y=0 M_2-2Y=925,6∙0,175=162Н∙м

    При y=0,175м M_2-2y=925,6∙(0,175+0,175)-1612,5∙0,175=41,8Н∙м

Рассмотрим участок 3 0<y>0,065м

                                                                                                     (3.9)

    При y=0 M_3-3y=0

    При y=0,065м

Определяем суммарные реакции в опорах:

Н; (3.10)

Н. (3.11)

По определенным реакциям строим эпюры изгибающих моментов (рис 3.2).

Определяем суммарный  изгибающий момент в опасном сечении  вала:

                          , (3.12)

        где, М_х – максимальный момент в плоскости XOZ, М_х = 140,5 Нм;

                    М_у – максимальный момент в плоскости YOZ, M_y = 162 Нм.

                   Нм.

      Рис. 3.2. Силы действующие на ведущий вал

 

Определяем эквивалентный  изгибающий момент:

             Нм. (3.13)

Определяем диаметр  вала в опасном сечении:

                          ,            (3.14)

где, [s_–1]_и – предел прочности при симметричном цикле нагружения, [s_–1]_и = 60 МПа.

               мм < мм.

 

Проверочный расчет вала

 

Наметив конструкцию  вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный  расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

, (3.15)

        где, S_s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

                 S_t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (3.16)

где, s_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

k_s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k_s = 2,37, [4, табл. 7];

e_s – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_s = 0,78 [4, табл. 8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

s₀ – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;s_m – среднее напряжение цикла, s_m = 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле  нагружения

, (3.17)

где, s_в – предел прочности на растяжение материала вала, s_в = 790 МПа [1].

МПа.

Определяем амплитуду цикла  нормальных напряжений:

МПа. (3.18)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, (3.19)

где, t_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

k_t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_t = 1,77, [4, табл. 7];

e_t – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_t = 0,68[4, табл. 8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

t₀ – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, y_m = 0,1 [1];

t_m – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t₀.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле  кручения:

МПа. (3.20)

Определяем амплитуду цикла  касательных напряжений:

, (3.21)

где, W_r – момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления  сечения кручению:

мм³. (3.22)

МПа.

> .

Условие прочности выполняется.

 

Расчёт вала на жёсткость

 

При симметричном расположении опор червяка максимальный прогиб:

                                    f=                                                           (3.23)

где, l-расстояние между опорами червяка; l=350мм

       Е=2,1^.10⁵МПа-модуль продольной упругости для стали.

       I_пр- приведенный момент инерции червяка мм⁴. I_пр=172740мм⁴.

      -0,01^.m=0,01^.10=0,1мм-допускаемый прогиб вала червяка, мм.

Тогда f=350^3. /48^.2,1^.10^5.172740=0,045мм

Условие (3.23) выполняется.

 

3.2 Расчёт тихоходного вала

 

Принимаем материал вала сталь 45; диаметр заготовки ≤120мм. HB240 ; σ_в=780Мпа ; σ_т=540Мпа ; σ_-1=360Мпа ; τ_-1=200Мпа.

       Определяем диаметр выходного конца вала

, 

где Т₂ – крутящий момент на валу, Т₂ = 433,5 Н×м;

[t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 30 МПа [1].

мм.

Принимаем d_в=42мм. Из стандартного ряда принимаем диаметр вала под манжету d_уп=45мм, d_под=50мм, d_кол=55мм, буртик под колёса находим из рекомендаций [4] .Получаем: мм.

Зазор между ступицами зубчатых колес и внутренними стенками корпуса редуктора рекомендуется принимать равным 8…15 мм. [4].

Принимаем:x=10мм.

Из выше изложенных расчётов L_{ст к}=70мм, по таблице 4 [4] W=60 мм (рис. 3.3).

                             Рис. 3.3 Конструкция тихоходного вала

Межопорное расстояние определим по формуле:

                                                    l »L_{ст к}+2×х+W;                                               (3.24)

получаем:    l=70+20+60=150мм, f=80 мм