Привод механизма передвижения мостового крана

 

Министерство образования и науки

Псковский государственный университет

Кафедра теории механизмов и машин

Курсовой проект

Прикладная механика

Привод механизма передвижения мостового крана

Исходные данные№5Сопротивление движения моста F, Кн2Скорость моста v, м/с2Диаметр колеса D, мм500Срок службы привода Lh, тыс.ч20

1. Срок службы приводного устройства

Срок службы Lh, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrKrtcLcKc;

Где Lr- срок службы привода, лет; Kr-коэффициент годового использования,

Kr=;

tc- продолжительность смены, ч; Lc- число смен; Kc- коэффициент сменного использования,

Kc=;

;

=;

Место установкиLrLctcLh, чХарактер нагрузкиРежим работыОАО "УфаГидромаш"3111С малым колебаниямиРеверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода

.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт;

Pрм=FJ;

Pрм=;

. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

;

;

. определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт:

;

;

. Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт.

; ;

. Выбираем тип двигателя:

4AM132S4У3

; Pном=7,5 кВт;

.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, мин-1

, отсюда ;

Где скорость тягового органа, м/с; D- диаметр колеса, мм;

;

. Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=4,5;

; ;

. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины , мин-1;

;

4. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения , мин-1:

;

. Определить фактическое передаточное число привода UФ:

;

. уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

При этом предпочтительнее уточнить Uоп оставив неизменным значение Uзп.

Таким образом, выбираем двигатель 4AM132S4У3 nном=1455 мин-1, Pном=7,5 кВт, передаточные числа, привода U=21, редуктора Uзп=4,5, открытой передачи Uоп=4,6.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материала зубчатых передач

Определение допускаемых напряжений.

1.Выбор твердости, термообработки и материала колес.

ПараметрШестерняКолесоМатериалСталь 40ХНСталь 40ХНТермообработкаУлучшениеУлучшениеТвердость269…302 HB235…262 HBДопускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NHO; NFO; H/мм2 1,8HBср+67=1,8HBср+67=1,03HBср=1,03HBср=

2.Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:

KHL1=; KHL2= ;

Где NНО- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N=573Lh. Здесь - угловая скорость соответствующего вала, с-1; Lh- срок службы привода (ресурс), ч.

HBср1=; HBср2=;

N1=; N2=;

KHL1=;

KHL2= ;

б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

=; =.

= =;

3.Определение допускаемых напряжений изгиба , H/мм2.

а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2.

KFL1=

KFL2=;

б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни колеса

; ;

;

Для реверсивных передач уменьшают на 25%:

;

4.Табличный ответ к задаче 3:

Элемент передачиМарка сталиDпредТермообработкаHB1cpSпредHB2cpН/мм2Шестерня40ХН315Улучшение 285,580063038096,135200Колесо40ХН200Улучшение248,57003001468,5107,475125

4.Расчет зубчатых передач редукторов

Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

1.Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где Ка- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка=43.

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T2- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1;

;

Округляем значение до ближайшего табличного, =120 мм.

.Определяем модуль зацепления m, мм;

;

Округляем значение m=2,33 до ближайшего табличного значения m=3мм;

.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

;

4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

; ;

5.Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

; ;

6.Определить число зубьев шестерни:

; ;

7.Определяем число зубьев колеса:

; ;

8.Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

9.Определяем фактическое межосевое расстояние:

; ;

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр ШестерняКолесо ДиаметрДелительный51,96187,2Вершин зубьев 56,96 193,2Впадин зубьев 44,76 180Ширина венца=4137

5. Расчет открытых передач

привод двигатель редуктор передача

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.

1.Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где Ка- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка=43.

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T2- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1;

;

Округляем значение до ближайшего табличного, =190 мм.

2.Определяем модуль зацепления m, мм;

;

3.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

; ;

4.Определить число зубьев шестерни:

; ;

5.Определяем число зубьев колеса:

; ;

6.Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

7.Определяем фактическое межосевое расстояние:

; ;

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр ШестерняКолесо ДиаметрДелительный65315Вершин зубьев75325Впадин зубьев53303Ширина венца=5653

6. Расчет нагрузки валов

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

.2 Силы в зацеплении открытой передачи

Консольные силы.

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов

Ступень вала и ее размеры d; l Вал-шестерня цилиндрическая Вал колеса1-я под элемент открытой передачи или полумуфтуd1l12-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипникd2l23-я под шестерню, колесоd3l3l3 определить графически на эскизной компоновке4-я под подшипникd4l45-я упорная или под резьбуd5 Не конструируютl5Определить графически

.2 Предварительный выбор подшипников

ПередачаВалТип подшипникаСерияСхема установкиЦилиндрическая косозубаяБ№207 35х72х17 ЛегкаяВраспорТ№209 45х85х19

;

;

;

;

8. Разработка чертежа общего вида привода

Конструирование зубчатых колес.

Колеса зубчатые цилиндрические.

Элемент колесаРазмерСпособ получения заготовкиШтамповка ОбодДиаметрda=315ТолщинаШирина СтупицаДиаметр внутреннийДиаметр наружныйТолщинаДлина ДискТолщина Радиусы закруглений и уклон; Отверстия-

Выбор соединения колеса с валом.

Для соединения вала с колесом применим соединение с натягом. Эти соединения имеют упрощенную технологию изготовления за счет отсутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они не чувствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают динамические нагрузки. Обеспечивают хорошее базирование, исключают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соединений- трудоемкость сборки, сложность контроля качества соединения.

Подбор посадки с натягом проводится в следующем порядке:

1.Определяем среднее контактное напряжение , H/мм2, на посадочной поверхности:

;

Где K- коэффициент запаса сцепления деталей, принимаем K=3,5 т.к. на конце вала установлена шестерня.

f- коэффициент трения, принимаем f=0,08;

d и l-соответственно диаметр и длина посадочной поверхности, принимаем d=63 мм, l=100 мм;

Т- вращающий момент, принимаем Т=190,1 Hм;

Fa- осевая сила в зацеплении, принимаем Fa=460,81 H;

;

2.Определяем коэффициенты С1 и С2:

; ;

Где d- посадочный диаметр, принимаем d=63 мм;

d1- диаметр отверстия охватываемой детали, для сплошного вала принимаем d1=0; d2- диаметр охватывающей детали, принимаем d2=97,65мм;

- коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающей деталей, для стали принимаем =0,3;

; ;

3.Определить деформацию деталей, мкм;

;

Где E1 и E2- модули упругости материалов охватываемой и охватывающей детали, принимаем E1= E2=, H/мм2;

;

4.Определяем поправку на обмятие микронеровностей U, мкм;

;

Где и - среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала, принимаем и ;

5.Поправку на температурную деформацию , мкм , для зубчатых передач не подсчитывают, принимая =0.

6.Определяем минимальный требуемый натяг , мкм для передачи вращающего момента;

; ;

7.Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали , Н/мм2 ;

;

Где -предел текучести охватывающей детали, принимаем ;

8.Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочностью охватывающей детали , мкм:

; ;

9.Определяем допускаемый натяг соединения, гарантирующий прочность охватывающей детали

; ;

10.По значениям выбираем стандартную посадку: , у которой .

11.Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки , Н/мм2.

; ;

12.Определяем силу запрессовки детали, FП ,Н:

; ;

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, развивающий силу 200 кН.

Конструирование подшипниковых узлов.

В нашем случае мы применяем такую (см. рисунок 10.3) схему установки подшипников:

Плавающая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обеих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо в корпусе не закреплено и допускает осевое перемещение вала в обеих направлениях.

Фиксирующая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обеих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо также с двусторонним закреплением в корпусе ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях.

Типы подшипников. Радиальные однорядные шариковые и роликовые и двухрядные сферические. Любой из типов подшипников плавающей опоры может быть применен с любым типом подшипника фиксирующей. В проектируемых редукторах приняты радиальные однорядные шарикоподшипники.

Достоинства: А) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках. Б) не требует точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.

Рисунок 10.3 Осевое фиксирование вала в одной опоре одним подшипником.

Выбор муфт.

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой.

Для конструируемого редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту.

Применяемая муфта обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых, радиальных и угловых смещений.

Смазывание.

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

По таблице 10.29 выбираем масло ИГС-46.

Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…08 л на 1 кВт передаваемой мощности. Исходя из мощности выбранного двигателя, принимаем количество масла 4,5л.

Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса, уровень масла рассчитывают: , где m- модуль зацепления, d2-диаметр вершин зубьев колеса. .

Исходя из особенностей конструкции корпуса редуктора, выбираем круглый маслоуказатель.

Министерство образования и науки Псковский государственный университет Кафедра теории механизмов и машин Курсовой п

Больше работ по теме: