Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Привод механизма передвижения мостового крана

Привод механизма передвижения мостового крана

Определение силовых кинематических параметров привода передвижения мостового крана. Определение допускаемых контактных напряжений и допускаемых напряжений изгиба крана. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном и тихоходном валах.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 14.10.2016
Размер файла 166,3 K
рефераты на заказ со скидкой

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский национально исследовательский политехнический университет

Кафедра механики композиционных материалов и конструкций

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: ”Основы конструирования машин”

Тема: ”Привод механизма передвижения мостового крана”

Выполнил: студент группы ТКА-13-1бзу

Спешилов А.Н.

Проверил: Модорский В.Я.

Пермь 2014 г.

Содержание

1. Срок службы привода

2. Выбор двигателя

2.1 Определение номинальной мощности двигателя

2.2 Определение передаточных чисел

2.3 Определение силовых кинематических параметров привода

2.4 Табличный ответ

3. Выбор материала зубчатых передач

3.1 Выбор материала закрытой зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.1.4 Табличный ответ

3.2 Выбор материала открытой зубчатой передачи

3.2.1 Выбор материала

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.2.4 Табличный ответ

4. Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1 Критерий технического уровня редуктора

4.2 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

4.3 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.4 Табличный ответ

5. Расчет открытой зубчатой передачи

5.1 Проектный расчет открытой зубчатой передачи

5.2 Проверочный расчет открытой зубчатой передачи

5.3 Табличный ответ

6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

6.2 Определение консольных сил

6.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида

7.1 Выбор материала валов

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

7.3 Определение геометрических параметров степеней валов

7.4 Предварительный выбор подшипников

7.5 Эскизная компоновка редуктора

7.6 Табличный ответ

8. Расчетная схема валов редуктора

8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

9.2 Табличный ответ

10. Проверочный расчет шпонок

10.1 Расчет шпонки колеса

10.2 Расчет шпонки быстроходного вала

10.3 Расчет шпонки тихоходного вала

11. Технический уровень редуктора

Список литературы

1. Срок службы привода редуктора

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrKrtcKcLc

Кr=20*12/365=0,658

Kc=6/8=0, 75

Lh=365*7*0,658*8*0, 75*2=20174 ч.

Lh - срок службы привода, лет;

Кr - коэффициент годового использования;

tc - продолжительность смены, ч. tc=8ч;

Kc - коэффициент сменного использования;

Lc - число смен

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Lh=20174*0, 85=17148

2. Выбор двигателя

2.1 Определение номинальной мощности двигателя

2.1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт

Pрм=Fv

Pрм=2,5*1,65=4,125 кВт.

F - тяговая сила цепи, кН;

v - скорость грузовой цепи, м\с.

2.1.2 Определяем общее КПД привода

=зпопм3пк

где з.п - КПД закрытой передачи [ 1, табл. 2.2]

оп - КПД открытой передачи [ 1, табл. 2.2]

пк - КПД подшипников качения [ 1, табл. 2.2]

м - КПД муфты [ 1, табл. 2.2]

=0,96*0,93*0,98*0,9953=0,86

2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт

Pдв= Pрм/

Pдв=4,125/0, 86=4, 8 кВт

2.1.4 Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт:

Pном Pдв [1, табл. 2.1]

5,5 кВт > 4,8 кВт

2.1.5 Выбор типа двигателя

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=5,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Табл. 2.1.

Вариант

Тип двигателя

Ном. мощность

Pном, кВт

Частота вращения,

Об/мин

Синхрон.

При ном.

режиме

1

4АМ100L2У3

5,5

3000

2880

2

4АМ112M4У3

5.5

1500

1445

3

4АМ132S6У3

5.5

1000

965

4

4АМ132M8У3

5.5

750

720

2.2 Определение передаточных чисел

2.2.1 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм , об/мин

nрм= v60*1000/рD

nрм= 1,65*60*1000\3.14*400=78,78 об\мин

D - Диаметр барабана, мм.

2.2.2 Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pnom

U1=nном1\nрм; U1=2880/78, 78=36,5

U2=nном2\nрм ; U2=1445/78,78=18,3

U3=nном3\nрм; U3=965/78, 78=12,2

U4=nном4\nрм ; U4=720/78,78=9,2

Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть Uзп = const =5

Табл. 2.2.

Передаточное число

1

2

3

4

nном

2880

1445

965

720

U

36,5

18,3

12,2

9,2

Uзп

5

5

5

5

Uоп=U\ Uзп

7,3

3,66

2,44

1,84

+

2.2.3 Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины npm , об/мин

npm=npm/100

npm=78,78*6/100=4,7 об/мин

- допускаемое отклонение скорости моста, %.

2.2.4 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин

[nрм]=nрм ±npm

приняв npm=±1,05 об/мин:

[nрм]=78,78±1,05 об/мин;

2.2.5 Определение фактического передаточного числа привода uф

uф=nном /[nрм]

uф=1445/79,83=18

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

uоп=uф/uзп; uоп=18/5=3,6

uзп=uф/uоп; uзп=18/3,6=5

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Таблица 2.4.

Параметр

Вал

Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме двмзпопрм

Мощность

Р,

кВт

дв

Б

Т

рм

Рдв=4800

Р1=Рдвмпк =48000,980,992=4680

Р2=Р1зппк=46800,960,992=4456,8

Р3=Р2оппс =4456,80,940,992=4156

Частота вращения

n,

об/мин

Угловая скорость

,

1/с

дв

Б

Т

рм

Вращающий момент

Т, Нм

дв

Б

Т

рм

Т1=Тдвмпк =31,70.98.992=30,8

Т2=Т1uзпзппк=30,850,960,992=176

Трм=Т2uопоппс=1763,660,940.992=590

2.4 Табличный ответ

Таблица 2.5

Тип двигателя: 4АМ112М4У3 Pном =5,5 кВт nном =1445 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

закрытая (редуктора)

открытая

двигателя

редуктора

приводной

рабочей

машины

Быстро-ходный

тихо-ходный

Пере-

даточное

число

U

5

3,6

Расчетная

мощность

Р, кВт

4,8

4,68

4,4568

4,156

Угловая

скорость

щ, с-1

151,3

151,3

25,2

8,4

КПД

з

0,96

0,94

Частота

вращения

n, об/мин

1445

1445

240,8

80,3

Вращающий момент

Т , Н·м

31,7

30,8

176

590

3. Выбор материала зубчатых передач

3.1 Выбор материала закрытой зубчатой передачи

3.1.1. Выбор материала

3.1.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

По табл. 3.1.[1] определяем марку стали:

· для шестерни - сталь 45 : твердость 235…262 НВ

· для колеса - сталь 40 : твердость 192…228 НВ

Термообработка для шестерни - улучшение, для колеса - нормализация.

НВср= НВmin+ НВmax/2

НВср1=(235+262)/2= 248,5

НВср2=(192+228)/2= 210

НВср1-НВср2=248,5-210=38,5 20<38,5<50

3.1.1.2 Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]

Для шестерни бв=780 Н/мм2

б-1=335 Н/мм2

Для колеса бв=700 Н/мм2

б-1=300 Н/мм2

3.1.1.3 Предельные размеры [1, табл. 3.2]

Заготовка шестерни - Dпред=125 мм

Заготовка колеса - Dпред=120 мм

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.1.2.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.

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

Так как N1>Nho1 и N2>Nho2, то коэффициенты долговечности KhL1=1 и KhL2=1.

NH01=10,5*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

NH02=8,88*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

N1=573*151,3*17148=1486644145,2

т.к N1>NHO1, то KHL1=1

N2=573*25,2*17148=247610260,8

т.к N2>NHO2, то KHL2=1

3.1.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [б]H

[б]H1=KHL1[б]HO1

[б]HO1=1,8 HBср+67 [ 1, табл. 3.1]

[б]HO1=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм2

[б]H2=KHL2[б]HO2

[б]HO2=1,8 HBср+67

[б]HO2=1,8*210+67=445 Н/мм2

min[б]H=445 Н/мм2

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба, [б]F, Н/мм2

[б]F1=KFL1[б]FO1

[

б]FO1=1,03 HBср [ 1, табл. 3.1]

[б]FO1=1,03*248,5=256 Н/мм2

=1 (N1>NFO)

[б]F1=256 Н/мм2

[б]F2=KFL2[б]FO2

[б]FO2=1,03 HBср

[б]FO2=1,03*210=216,3 Н/мм2

=1(N2>NFO)

[б]F2= 216,3 Н/мм2

min [б]F= 216,3 Н/мм2

3.1.4 Табличный ответ

Таблица 3.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

Dпред

Термообра-

ботка

НВср

бв

б-1

[б]H

[б]F

Sпред

Н/мм2

Шестерня

Колесо

45

40

125

120

У

У

248,5

210

700

550

335

300

514,3

445

256

216,3

3.2 Выбор материала открытой зубчатой передачи

3.2.1 Выбор материала

3.2.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

По табл. 3.1.[1] определяем марку стали:

· для шестерни - сталь 40ХН : твердость 269…302 НВ

· для колеса - сталь 40ХН : твердость 235…262 НВ

Термообработка для шестерни и колеса - улучшение.

НВср= НВmin+ НВmax/2

НВср1=(269+302)/2=285,5

НВср2=(235+262)/2=248,5

НВср1-НВср2=285,5-248,5=37 20<37<50

3.2.1.2 Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]

Для шестерни бв=920 Н/мм2

б-1=420 Н/мм2

Для колеса бв=800 Н/мм2

б-1=380 Н/мм2

3.2.1.3 Предельные размеры [1, табл. 3.2]

Заготовка шестерни Dпред=200 мм

Заготовка колеса Sпред=200 мм

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.2.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса

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

Так как N1>Nho1 и N2>Nho2, то коэффициенты долговечности KhL1=1 и KhL2=1.

NH01=23,8*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

NH02=16,4*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

N1=573*25,2*17148=247610260,8

т.к N1>NHO1, то KHL1=1

N2=573*8,4*17148=82536753,6

т.к N2>NHO2, то KHL2=1

3.2.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [б]H

[б]H1=KHL1[б]HO1

[б]HO1=1,8 HBср+67 [ 1, табл. 3.1]

[б]HO1=1,8*285,5+67=581 Н/мм2

[б]H2=KHL2[б]HO2

[б]HO2=1,8 HBср+67

[б]HO2=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм2

min[б]H=514,3 Н/мм2

3.2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба, [б]F, Н/мм2

[б]F1=KFL1[б]FO1

[б]FO1=1,03 HBср [ 1, табл. 3.1]

[б]FO1=1,03*285,5=294 Н/мм2

=1 (N1>NFO)

[б]F1=294 Н/мм2

[б]F2=KFL2[б]FO2

[б]FO2=1,03 HBср

[б]FO2=1,03*248,5=256 Н/мм2

=1(N2>NFO)

[б]F2= 256 Н/мм2

min [б]F= 256 Н/мм2

3.2.4 Табличный ответ

Таблица 3.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

Dпред

Термообра-

ботка

НВср

бв

б-1

[б]H

[б]F

Sпред

Н/мм2

Шестерня

Колесо

40ХН

40ХН

200

200

У

У

285,5

248,5

920

800

420

380

581

514,3

294

256

4. Расчет зубчатой передачи редуктора.

4.1 Критерий технического уровня редуктора г, кг

г =m\T2?10…20%

m= (0,1…0,2)T2

m=(0,1…0,2)*176=17,6…35,2 кг

4.2 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.2.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм

Ka - вспомогательный коэффициент. Для косозубой передачи - 43;

шa=b2/aw - коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; шa =0,28;

u - передаточное число редуктора = 5,0;

T2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[б]H - допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

KHЯ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.

aw=130 мм;

4.2.2 Определяем модуль зацепления m, мм

m?2KmT2103/d2b2[б]f

Km - вспомогательный коэффициент - 5,8

d2 =2awu/(u+1) - делительный диаметр колеса;

d2 =2*130*5/(5+1)=216 мм

b2= шaaw - ширина венца колеса;

b2=0,3*130=39 мм

[б]F - допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

m?2*5,8*176*103/216*36,4*216,3=1,5

m=1,5

4.2.3 Определяем угол наклона зубьев вmin

вmin=arcsin(3.5m/b2)=arcsin(3,5/36,4)=7,7°

4.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z?=Z1+Z2=2aw cos вmin /m

Z?=2*130*0.99/1,5=172

4.2.5 Определяем число зубьев шестерни

Z1= Z?/1+u

Z1=172/1+5=29

Округляю до ближайшего целого числа: Z1=29

4.2.6 Определяем число зубьев колеса

Z2= Z?-Z1

Z2=172-29=143

4.2.7 Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ?u от заданного u:

uф= z2/ z1; ?u=| uф -u|/u*100

uф=143/29=4,93

?u=|4,93-5,0|/5,0*100=1,4%

?u=1,4%<4%

4.2.8 Определяем фактическое межосевое расстояние

aw=( Z1+ Z2)*m/2cosв

aw=(29+143)*1,5/2*0.99=130 мм

4.2.9 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм

d1=mZ1/сosв d2=mZ2 /сosв делительный диаметр

da1=d1+2m da2=d2+2m диаметр вершин зубьев

df1=d1-2,4m df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев

b1==b2+(2...4) b2= ш aaw ширина венца

Параметр

Колесо

Шестерня

Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм

Диаметр впадин зубьев мм

Ширина винца мм

d2=217

da2=220

df2=213,4

b2=39

d1=43,2

da1=46,2

df1=39,6

b1=41

4.3 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.3.1 Проверяем межосевое расстояние

aw=(d1+ d2)/2

aw=(43,2+217)/2=130 мм

4.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес

Dзаг?Dпред Sзаг? Sпред - любые размеры

Dзаг=da1+6 мм Sзаг= b2+4 мм

Dзаг=49,2<120 Sзаг= 40,4

4.3.3 Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2

K - вспомогательный коэффициент =376

Ft=2T2*103/d2 - окружная сила зацепления

Ft=2*176*103/217=1622 Н

=щ2*d2/2*103=25,2*217/2*103=3 м/с

Степень точности - 9

KH=1,14

KH=1

KH=1.05 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]

Перегруз - 1,8%

4.3.3 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни бF1 и колеса бF2 , Н/мм2

бF2=YF2YЯ(F1/b2m)KFбKFвKFv? [б]F2

бF1= бF2 YF1/ YF2?[б]F1

m - модуль зацепления =1,5 мм;

b2 - ширина зубчатого венца колеса=39 мм;

F1 - окружная сила зацепления;

KF- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

KF- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

KF- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи=1,14 [ 1, табл. 4.3]

Y F1=3,8 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в

зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 [ 1, табл. 4.4]

Y F2=3,62

Y- коэффициент учитывающий наклон зубьев=1-в°/140°=1-0,055=0,95

бF2 =3,62*0,95(1622/39*1,5)*1,14=109 Н/мм2

бF2 =109<216,3 Н/мм2

бF1=109*3,8/3,62=114,4 Н/мм2

бF1=114,4<256 Н/мм2

4.4 Табличный ответ

Проектный расчет

Параметр

значение

1) межосевое расстояние aw мм

2) модуль зацепления m

3) ширина зубчатого венца:

шестерни b1 мм

колеса b2 мм

4) число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

5) диаметр делительной окружности:

шестерни d1 мм

колеса d2 мм

6) диаметр окружности вершин:

шестерни da1 мм

колеса da2 мм

7) диаметр окружности впадин

шестерни df1 мм

колеса df2 мм

8) вид зубьев

9) угол наклона зубьев в °

130

1,5

41

39

29

143

43,2

217

46,2

220

39,6

213,4

косые

7,7

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечания

Контактные напряжения б, Н/мм2

445

453

1,8 % перегруз

Напряжения изгиба, Н/мм2

бF1

256

114,4

44,6% недогруз

бF2

216,3

109

50,3% недогруз

5. Расчет открытой зубчатой передачи

5.1. Проектный расчет открытой зубчатой передачи

5.1.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм

Ka - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи - 49,5;

шa=b2/aw - коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; шa =0,3;

u - передаточное число редуктора = 3,6;

Tрм - вращающий момент на валу рабочей машины редуктора =492,6;

[б]H - допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

KHЯ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.

aw=180 мм; m=110 кг

5.1.2 Определяем модуль зацепления m, мм

m?2KmTрм103/d2b2[б]f

Km - вспомогательный коэффициент - 6,8

d2 =2awu/(u+1) - делительный диаметр колеса;

d2 =2*180*3,6/(3,6+1)=281,8мм

b2= шaaw - ширина венца колеса;

b2=0,3*180=54мм

[б]F - допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

m?2*6,8*590*103/281,8*54*256=2,05

m=2

5.1.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z?=Z1+Z2=2aw/m

Z?=2*180*/2=180

5.1.4 Определяем число зубьев шестерни

Z1= Z?/1+u

Z1=180/4,6=39

5.1.5 Определяем число зубьев колеса

Z2= Z?-Z1

Z2=180-39=141

5.1.6 Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ?u от заданного u

uф= z2/ z1; ?u=| uф -u|/u*100

uф=141/39=3,615

?u=|3,615-3,6|/3,6*100=0,4%

?u=0,4%<4%

5.1.7 Определяем фактическое межосевое расстояние

aw=( Z1+ Z2)*m/2

aw=(39+141)*2/2=180 мм

5.1.8 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

d1=mZ1 d2=mZ2 делительный диаметр

da1=d1+2m da2=d2+2m диаметр вершин зубьев

df1=d1-2,4m df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев

b1==b2+(2...4) b2= ш aaw ширина венца

Параметр

Колесо

Шестерня

Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм

Диаметр впадин зубьев мм

Ширина винца мм

d2=282

da2=286

df2=277,2

b2=54

d1=78

da1=82

df1=73,2

b1=56

5.2 Проверочный расчет открытой зубчатой передачи

5.2.1 Проверяем межосевое расстояние

aw=(d1+ d2)/2

aw=(78+282)/2=180 мм

5.2.2 Проверяем пригодность заготовок колес

Dзаг?Dпред Sзаг? Sпред

Dзаг=da1+6 мм Sзаг= b2+4 мм

Dзаг=84<200 Sзаг= 58<200

5.2.3 Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2

K - вспомогательный коэффициент =436

Ft=2Tрм*103/d2 - окружная сила зацепления

Ft=2*590*103/282=4184 Н

=щрм*d2/2*103=8,4*282/2*103=1,1 м/с

Степень точности - 9

KH=1

KH=1

KH=1.05 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]

5.2.4 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни бF1 и колеса бF2 , Н/мм2

бF2=YF2YЯ(Ft/b2m)KFбKFвKFv? [б]F2

бF1= бF2 YF1/ YF2?[б]F1

m - модуль зацепления =2 мм;

b2 - ширина зубчатого венца колеса=54 мм;

Ft - окружная сила зацепления;

KF- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

KF- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

KF- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи=1,13 [ 1, табл. 4.3]

Y F1=3,7 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в

зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 [ 1, табл. 4.4]

Y F2=3,60

Y- коэффициент учитывающий наклон зубьев=1

бF2 =3,6*1(4184/54*2)*1,13=157,6 Н/мм2

бF2 =116,2<256 Н/мм2

бF1=157,6*3,7/3,60=162 Н/мм2

бF1=126,5<294 Н/мм2

5.3 Табличный ответ

Проектный расчет

Параметр

значение

1) межосевое расстояние aw мм

2) модуль зацепления m

3) ширина зубчатого венца:

шестерни b1 мм

колеса b2 мм

4) число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

5) диаметр делительной окружности:

шестерни d1 мм

колеса d2 мм

6) диаметр окружности вершин:

шестерни da1 мм

колеса da2 мм

7) диаметр окружности впадин

шестерни df1 мм

колеса df2 мм

8) вид зубьев

180

2

56

54

39

141

78

282

82

286

73,2

277,2

прямые

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечания

Контактные напряжения б, Н/мм2

514,3

503

2,2 % перегрузка

Напряжения изгиба, Н/мм2

бF1

294

162

55% недогруз

бF2

256

157,6

61% недогруз

6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

б=20 o в=7,7 o

Окружная Ft1= Ft2 Ft2=2T2*103/d2 Ft1= Ft2=1248 Н

Радиальная Fr1= Fr2 Fr2= Ft2 tgб/cosв Fr1= Fr2=458 Н

Осевая Fa1= Fa2 Fa2= Ft2 tgв Fa1= Fa2=170 Н

6.2 Определение консольных сил

Окружная Ft1= Ft2 Ft2=2T2*103/d2=4184 Н

Радиальная Fr1= Fr2 Fr2=Ft2 tgб=1506 Н

Муфты

6.3 Силовая схема нагружения валов редуктора ( см. приложение )

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбор материала валов [1, табл. 3.2]

Марка стали : 45

Термообработка : Улучшение

бВ=890 Н/мм2

бТ=650 Н/мм2

б-1=380 Н/мм2

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Принимаем []к=10…20 Н/мм2 ; причем меньшие значения []к - для быстроходных валов, большие []к - для тихоходных.

[]к1= 10 н/мм2 - для быстроходного вала

[]к2= 20 н/мм2 - для тихоходного вала

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

7.3.1 Для быстроходного вала

а) 1-я ступень под муфту

=25 мм

Мк - Крутящий момент на валу Мк =Т2 = 30,8 Н?м

где: d1(дв) - диаметр выходного конца вала ротора двигателя d1(дв) =25 [1, К10]

d1=25 мм

l1 =(1,0…1,5)d1=30

б) 2-я ступень под подшипник

d2=d1+2t

где: t - высота буртика t=2,2 мм

d2=25+2*2.2=29,4 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d2=30 мм

l2=1,5d2=1,5*30=45 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d3=d2+3,2r

где: r - координаты фаски подшипника r =2 мм

d3=30+3,2*2=36,4 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d3=36 мм

й3 - графически

г) 4-я ступень под подшипник

d4=d2=30 мм

l4=B=13 мм

7.3.2 Для тихоходного вала

а) 1-я ступень под элемент открытой передачи

где: Мк - Крутящий момент на валу Мк =Т2 =176 Н?м; [ф]К=20 Н/мм2

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d1 =36 (мм)

l1=(1,0…1,5)d1=45 мм

б) 2-я ступень под подшипник

d2=d1+2t t=2.5 мм

d2=36+2*2.5=41 мм округляю до d2=40 мм

l2=1.25d2=1.25*40=50 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d3=d2+3.2r

где: r - координаты фаски подшипника r =2,5 мм

d3=40+3.2*2,5=48 мм

l3 - графически

г) 4-я ступень под подшипник

d4=d2=40 мм

l4=B=15 мм

7.4 Предварительный выбор подшипников качения

Для быстроходного вала выбираем подшипник средней серии 306

Для тихоходного вала выбираем подшипник средней серии 308

Подшипники радиальные шариковые однорядные. Устанавливаются враспор.

Таблица 7.1. [1. К27]

Обозначение

d

D

B

r

Cr

C0r

106

30

55

13

1,5

13,3

6,8

108

40

68

15

1,5

16,8

9,3

7.6 Табличный ответ

Таблица 7.2.

Ступень вала и ее параметры d, l

Вал-шестерня цилиндрическая

Б

Вал колеса

Т

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

d1

25

36

l1

30

45

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2

30

40

l2

45

60

3-я под шестерню, колесо

d3

36

60

l3

Графически

Графически

4-я под подшипник

d4

30

40

l4

25

38

8. Расчетная схема валов редуктора (см. приложение)

8.1. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

Дано: Ft1 =1248 H; Fr1 =458 H; Fм=277,5 H; Fа1=170 Н d1 =78 мм; lb=74,2 мм; lм=53,5 мм;

8.1.1. Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяем опорные реакции подшипников:

Проверка:

б) Определяем значения изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4 , Н•м

8.1.2 Расчет в горизонтальной плоскости

а) Определяем опорные реакции подшипников, Н•м :

б) Определяем значения изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, Н•м

8.1.3 Определяем крутящий момент на валу

8.1.4 Определяем суммарные реакции опор подшипников:

8.1.5 Определяем суммарные изгибающие моменты:

8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

Дано: Ft2 =1248 H; Fr2 =458 H; Fa2 =170 H; Fоп =1658,6 H, Fy = Fоп *sin30°=829,3 H, Fx = Fоп *cos30°=1436,4 H; d2 =282 мм; lt=76,2 мм, lоп =97,5 мм;

8.2.1 Расчет в вертикальной плоскости

а) Определяем опорные реакции подшипников:

=

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н•м.

8.2.2 Расчет в горизонтальной плоскости

а) Определяем опорные реакции подшипников:

Проверка:

б) Определяем значения изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н•м

8.2.3 Определяем крутящий момент на валу

8.2.4 Определяем суммарные реакции опор подшипников:

8.2.5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

9.1.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.

где: V - коэффициент вращения V =1 [ 1, табл. 9.1]

Rr - радиальная нагрузка подшипника Rr =1009

Кб - коэффициент безопасности Кб =1 [ 1, табл. 9.4]

КТ - температурный коэффициент КТ =1 [ 1, табл. 9.5]

где: m - показатель степени m =3

Lh - требуемая долговечность Lh =8000

Условие выполняется.

Условие выполняется.

9.1.2 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника тихоходного вала.

Условие выполняется.

9.2 Табличный ответ

Таблица 9.7.

Вал

Подшипник

Размеры

Динамическая грузоподъемность, Н

Долговечность, ч

Принят предварительно

Принят окончательно

Crp

Cr

L10h

Lh

Б

106

106

30/55/13

9826

13300

19842

8000

Т

108

108

40/68/15

14300

16800

12948

8000

10. Проверочный расчет шпонок

10.1 Расчет шпонки колеса

где: Ft - окружная сила

Ft =4184Н

АСМ - площадь смятия

[]СМ - Допускаемое напряжение на смятие

[]СМ =110…190 Н/мм2

Условие выполняется.

10.2 Расчет шпонки быстроходного вала

Условие выполняется.

10.3 Расчет шпонки тихоходного вала

Условие выполняется.

Условие выполняется.

11. Технический уровень редуктора

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу, т.е. отношение массы редуктора вращающему моменту на его тихоходном валу. Этот критерий характеризует расход материалов на передачу момента и легок для сравнения.

Масса редуктора

m=d10,75d2210-9 = 7,5*7300*43,2*2172*10-9=111,3

где??=7,5- коэффициент заполнения редуктора по графику12.3в зависимости от делительного диаметра колеса d2;

d1- делительный диаметр червяка;

?=7300 кг/м3 -плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

Определение критерия дает возможность оценить место спроектированного редуктора в сравнении со стандартными и решить вопрос о целесообразности его изготовления. При этом надо учесть ограниченность возможностей индивидуального производства для получения высоких критериев технического уровня редуктора.

m/T2 = 111.3 /176=0.63

При0.2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Для того чтобы критерий технического уровня редуктора стал в пределах нормы, необходимо снизить массу редуктора, за счет подбора материала изготовления корпуса редуктора. Снижение массы редуктора будет достигнуто за счет использования в качестве материала для изготовления его корпуса дюралюминия, т.к. плотность этого материала намного ниже плотности чугуна, при этом прочность дюралюминия ни сколько не уступает прочности чугуна.

m=d10,75d2210-9 = 7,5*2500*43,2*2172*10-9=38.1

m/T2 = 111.3 / 38.1=0.2

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

  • Привод механизма передвижения мостового крана

    Условия эксплуатации машинного агрегата, определение мощности и частоты вращения двигателя, срока службы приводного устройства. Расчет силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет валов и выбор допускаемых напряжений на кручение.

    курсовая работа [188,4 K], добавлен 23.10.2011

  • Конструирование привода механизма передвижения тележки мостового крана

    Выбор схемы привода передвижения тележки. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него. Расчет ступеней редуктора.

    курсовая работа [343,1 K], добавлен 17.06.2013

  • Проект привода шнека

    Описание конструкции привода. Расчет зубчатых передач редуктора. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Определение основных параметров цилиндрических передач. Проверочный расчет подшипников на быстроходном и тихоходном валу.

    курсовая работа [432,3 K], добавлен 19.12.2011

  • Привод механизма передвижения мостового крана

    Разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора привода механизма передвижения мостового крана. Энергетический, кинематический и силовой расчет. Расчет зубчатой передачи редуктора, проектный расчет валов, зубчатых колес, вала-шестерни.

    курсовая работа [344,2 K], добавлен 11.12.2012

  • Разработка привода к шнеку-смесителю

    Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений. Определение нагрузок на валах. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

    курсовая работа [261,2 K], добавлен 13.07.2012

  • Эксплуатация и ремонт механизма передвижения тележки мостового крана

    Техническая характеристика мостового крана. Кинематическая схема электропривода; требования к нему. Определение мощности электродвигателя тележки мостового крана. Расчет пусковых резисторов графическим способом. Монтаж и демонтаж мостовых кранов.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 13.04.2014

  • Проектирование мостового крана

    Обзор существующих конструкций кранов: однобалочных и двухбалочных. Определение разрывного усилия каната, размеров барабана и мощности двигателя механизма подъема. Выбор механизма передвижения крана и тележки. Расчет металлоконструкции мостового крана.

    курсовая работа [713,1 K], добавлен 31.01.2014

  • Расчет привода механизма передвижения мостового крана

    Расчёт зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни, корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчёт валов. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 20.06.2015

  • Электропривод механизма передвижения тележки мостового крана

    Кинематическая схема и технические данные механизма передвижения тележки мостового крана. Расчет мощности двигателя электропривода, его проверка на производительность. Определение передаточного числа редуктора. Установка станции и аппаратов управления.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 18.06.2012

  • Привод механизма поворота крана

    Определение срока службы приводного устройства, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров. Выбор материалов червяка и расчет червячных передач. Нагрузки валов редуктора. Расчет допускаемых напряжений на кручение.

    курсовая работа [119,6 K], добавлен 06.08.2013

  • Металлическая конструкция мостового крана общего назначения Q=12 т, Lкр=22,5 м

    Компонование механизма передвижения мостового крана. Определение оптимальных размеров поперечного сечения пролетной балки. Размещение ребер жесткости. Расчет нагрузки от веса моста, механизмов передвижения, груза и тележки. Строительный подъем балок.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 11.03.2015

  • Работа мостовых кранов в цехе

    Анализ работы мостового крана общего назначения, его техническая характеристика. Кинематический расчет привода механизма передвижения тележки мостового крана. Надежность ее узлов привода. Мероприятия по повышению долговечности деталей крановых механизмов.

    дипломная работа [1,6 M], добавлен 22.05.2013

  • Проектирование металлоконструкции мостового электрического крана балочного типа

    Разработка расчетного проекта металлоконструкции мостового эклектического крана балочного типа. Определение силовых факторов металлоконструкции крана и расчет изгибающих моментов сечений балки. Расчет высоты балки и проектирование сварных соединений.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 08.03.2015

  • Основы функционирования технических устройств в системе промышленного сервиса (на примере мостового крана)

    Назначение и устройство мостового крана. Условия эксплуатации и ресурс приводного устройства к мостовому крану. Срок службы приводного устройства. Синтез привода к мостовому крану. Определение передаточного числа, силовых и кинематических характеристик.

    курсовая работа [290,2 K], добавлен 02.06.2014

  • Проект металлических конструкций мостового крана

    Назначение генеральных размеров моста крана. Силы тяжести электродвигателя и редуктора механизма передвижения. Давление колес тележки на главную балку. Расчетная схема на действие вертикальных нагрузок. Определение усилий в главной балке моста крана.

    курсовая работа [429,7 K], добавлен 10.06.2011

  • Привод скребкового конвейера

    Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.

    курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011

  • Электрооборудование и электропривод механизма подъема мостового крана

    Условия работы и общая техническая характеристика электрооборудования механизма подъема мостового крана. Расчет и выбор ступеней сопротивления в цепях электропривода механизма подъема мостового крана, тормозного устройства, освещения помещения.

    дипломная работа [552,2 K], добавлен 07.10.2013

  • Противоугонный захват козлового крана или перегружателя

    Расчёт механизма передвижения крана и противоугонного захвата. Фактическое время пуска механизма передвижения крана без груза и время торможения механизма передвижения крана. Механизм подъёма клина. Расчёт на прочность рычага противоугонного захвата.

    курсовая работа [273,3 K], добавлен 01.02.2011

  • Проектирование редуктора

    Выбор двигателя привода редуктора, определение номинальной мощности двигателя, передаточных чисел, силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.

    курсовая работа [182,1 K], добавлен 22.04.2019

  • Проектирование мостового крана механического цеха

    Общая схема металлоконструкции. Конструктивные параметры мостового крана. Выбор материалов для несущих и вспомогательных элементов. Определение расчетных сопротивлений и допустимых напряжений. Расчет нагрузок конструкций по методу предельных состояний.

    контрольная работа [381,7 K], добавлен 06.08.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены