Скачать:  mehanika.zip [1,13 Mb] (cкачиваний: 18)

Кафедра прикладной механики

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

Тех. задание 2

Вариант 13

Выполнил студент: группы

Руководитель курсовой работы

Ст. преподаватель

«____»___________________2011 г.

Текущая работа (баллы)_____________

Графическая часть (баллы)__________

Защита курсовой(баллы)_____________

Общая оценка_______________________

Содержание

1.Введение……………………………………………………………………………3

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……..…………………………………………..4

3. Расчет открытой передачи ……………………………..………………….……..8

4. Расчет закрытой передачи………………………………………………………………..……..17

5.Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников….……….26

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………………….……..28

7. Проверочный расчет подшипников.…………………………………………………….………..……35

8. Конструирование зубчатых колес……………………...…………………………………….………38

9. Конструирование корпуса редуктора.…………………………..………………………..….……39

10.Уточненный расчет валов.…………………………………………………………………….…………40

11. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………….……….44

12.Выбор муфты………………………………………………………….………..46

13. Смазывание. Выбор сорта масла………………………………………………..47

14.Сборка редуктора………..………………….…………………………….………..48

15. Заключение.…………………………………………………………………….….…....49

Список использованной литературы……………………………………………………….………..…50

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Привод механизма передвижения мостового крана

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-двигатель;

2-упругая втулочно-пальцевая муфта;

3-цилиндрический редуктор;

4-цилиндрическая зубчатая передача;

5-рельс;

6-колесо;

I, II, III, IV-валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

1.1.1. Частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора 30 об/мин.

1.1.2. Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

где m – число пар подшипников качения. По табл. 1 назначаем

- КПД цилиндрической передачи

- КПД подшипников качения

1.1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

Вт

где Р_З – мощность на ведомом валу редуктора, Вт.

1.1.4. Выбор мощности электродвигателя по параметрическому ряду. Стандартизированная мощность электродвигателя, ближайшая большая по величине к Р_тр= 581 Вт будет Р_дв = 600 Вт. По табл. 2 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОЛ-22-4 с частотой вращения вала электродвигателя n₁ = 2800 об/мин; с диаметром вала d₁ = 14 мм; с длиной выступающей части вала l₁= 30 мм.

1.2 Передаточное число редуктора

1.2.1. Определим действительное передаточное число:

где U_об – общее передаточное число редуктора.

1.2.2. Рекомендуемые значения передаточных чисел:

Для цилиндрических колес, U_цил = 3,0 … 5,0(6,3);

1.2.3. Произведем разбивку U_об.

Примем U_Б =7,1 (по стандартному ряду), тогда получим

, число 2,8 не выходит за пределы стандартного ряда передаточных чисел цилиндрических колес.

Следовательно, окончательно принимаем

U_Т = 2,8 (для тихоходной передачи редуктора);

U_Б = 7,1 (для быстроходной передачи редуктора).

1.2.4. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

Вал I.

об/мин;

рад/с.

Вал II.

об/мин;

рад/с.

Вал III.

об/мин;

рад/с.

1.2.5. Мощность на валах с учетом КПД:

Вт;

Вт;

Вт.

1.2.6. Крутящие моменты на валах:

Нм;

Нм;

Нм.

1.2.7. Приближенно определяем окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней:

м/с;

м/c.

Так как V_б и V_т меньше 6 м/cвыбираем прямозубые передачи для обеих ступеней.

2. Расчет материалов зубчатых колес

Материалы, применяемые в приборостроении для изготовления зубчатых колес, отличаются большим разнообразием. Кроме сталей применяются бронза, латунь, дюралюминий и пластмассы.

2.1 Материалы колес

Быстроходную ступень принимаем прямозубой цилиндрической, тихоходную – прямозубой цилиндрической.

а) Выбираем материалы тихоходной ступени

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 3 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 (ссылка) принимаем

б) Выбираем материала быстроходной ступени

Для цилиндрической передачи со скоростью менее 3 м/c степень точности будет 8. По таблице 3 (ссылка) принимаем

1.РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

1.Расчет цилиндрической ступени

3.1.Определение основных коэффициентов для расчета передачи.

3.1.1.Определяем приведенный модуль упругости Е:

где Е₁- модуль упругости материала шестерни, Е₂ - модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е=2,1·10⁵ МПа, для дюралюминия приведённый модуль упругости Е=0,67·10⁵ МПа.

3.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Для приборных передач ψ_a = 0,1 ÷0,3. Для тихоходной ступени редуктора обычно принимают ψ_a в 1,4 - 1,5 раз большим, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем большим может быть выбрано значение ψ_a. Примем значение ψ_a = 0,3.

3.1.3. k_п- коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колёс k_п = 1 при твёрдости рабочих поверхности зубьев не более HB 350.

3.1.4. Коэффициент нагрузки К.

Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения

K = K_d· K_k

где K_d- коэффициент динамической нагрузки;

K_k- коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки K_d учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент входа в зацепление.

Принимаем K_d= 1,35

K_k учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс.

0,5 · (+ 1) · ψ_a = 0,5 · (2,8 + 1) · 0,3 = 0,57

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, K_k = 1,22.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1,22 · 1,35 =1,647

3.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

3.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем a_ω = 100 мм

3.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0,01 ÷0,02) · a_ω = (0,01 ÷0,02) · 100 = (1 ÷2) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1,25 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₃ и колеса z₄:

z₄= z₃ · = 31 · 2,8 = 118

3.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₃= m · z₃ = 1,25·42=54 мм

d₄= m · z₄ = 1,25·118=147,5 мм

Высота головки зуба:

h_a3= h_a4 = h_a = m = 1,25 мм

Высота ножки зуба:

h_f3= h_f4 = h_f = 1,25 · m = 1,25·1,25=1,56 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

d_a3 = d₃ + 2 · h_a = 54 + 2 · 1,25 = 56,5 мм;

d_a4 = d₄ + 2 · h_a = 147,5 + 2 · 1,25 = 150 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

d_f3= d₃ - 2 · h_f = 54 - 2 · 1,56 = 49,38 мм;

d_f4= d₄ - 2 · h_f = 147,5 - 2 · 1,56 = 144,38 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца колеса:

b₄= a_ω · ψ_a = 100 · 0,3 = 30 мм

Ширина венца шестерни:

b₃= b₄+ (2..3)мм = 30 + 2 =32 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

3.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Радиальная

F_r2= F_t2 · tga = 825,3 · tg20º = 297,1 Н

3.4. Проверочный расчёт

3.4.1. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициенты формы зубьев и сравниваем прочность зубьев.

При коэффициенте коррекции ξ = 0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим:

при z₃= 42 Y₃ = 0,465

при z₄= 118 Y₄ = 0,505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

[σ_F]₃· Y₃ = 180 · 0,465 = 83,7 МПа

[σ_F]₄· Y₄ = 160 · 0,505 = 80,8 МПа

где [σ_F]₃, [σ_F]₄ - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчёту на изгиб подвергаем зуб шестерни:

3.4.3.Проверочный расчёт по напряжениям контакта.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ_H] из полученных для шестерни [σ_H3] и колеса [σ_H4], т.е. по менее прочным зубьям.

Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить её на контактную прочность по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

2.Расчет цилиндрической ступени

3.1.Определение основных коэффициентов для расчета передачи.

3.1.1.Определяем приведенный модуль упругости Е:

где Е₁- модуль упругости материала шестерни, Е₂ - модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е=2,1·10⁵ МПа, для дюралюминия приведённый модуль упругости Е=0,67·10⁵ МПа.

3.1.2. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса.

Для приборных передач ψ_a = 0,1 ÷0,3. Для тихоходной ступени редуктора обычно принимают ψ_a в 1,4 - 1,5 раз большим, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем большим может быть выбрано значение ψ_a. Примем значение ψ_a = 0,3.

3.1.3. k_п- коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колёс k_п = 1 при твёрдости рабочих поверхности зубьев не более HB 350.

3.1.4. Коэффициент нагрузки К.

Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения

K = K_d· K_k

где K_d- коэффициент динамической нагрузки;

K_k- коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки K_d учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент входа в зацепление.

Принимаем K_d= 1,55

K_k учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс.

0,5 · (+ 1) · ψ_a = 0,5 · (7,1 + 1) · 0,2 = 0,81

Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, K_k = 1,28.

Тогда коэффициент нагрузки

K = 1,28 · 1,55 =1,984

3.2.Определение основных геометрических параметров передачи.

3.2.1. Определяем межосевое расстояние по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала цилиндрического колеса.

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем a_ω = 100 мм

3.2.2.Ориентировочно определяем модуль зацепления:

m = (0,01 ÷0,02) · a_ω = (0,01 ÷0,02) · 100 = (1 ÷2) мм

Принимаем из стандартного значения m = 1,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₃ и колеса z₄:

z₄= z₃ · = 16 · 7,1 = 114

3.2.3.Определяем все размеры зубчатых колёс.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₃= m · z₃ = 1,5·16=24 мм

d₄= m · z₄ = 1,5·114=171 мм

Высота головки зуба:

h_a3= h_a4 = h_a = m = 1,5 мм

Высота ножки зуба:

h_f3= h_f4 = h_f = 1,25 · m = 1,25·1,5=1,875 мм

Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно:

d_a3 = d₃ + 2 · h_a = 24 + 2 · 1,5 = 27 мм;

d_a4 = d₄ + 2 · h_a = 171 + 2 · 1,5 = 174 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно:

d_f3= d₃ - 2 · h_f = 24 - 2 · 1,875 = 20,25 мм;

d_f4= d₄ - 2 · h_f = 171 - 2 · 1,875 = 167,25 мм;

Уточняем межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца колеса:

b₄= a_ω · ψ_a = 97,5 · 0,2 = 19,5 мм

Ширина венца шестерни:

b₃= b₄+ (2..3)мм = 19,5+ 2 =21,5 мм

Уточняем окружную скорость тихоходного вала:

3.3.Силы, действующие в зацеплении

Окружная

Радиальная

F_r2= F_t2 · tga = 317,5 · tg20º = 114,4 Н

3.4. Проверочный расчёт

3.4.1. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Определяем коэффициенты формы зубьев и сравниваем прочность зубьев.

При коэффициенте коррекции ξ = 0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим:

при z₃= 16 Y₃ = 0,355

при z₄= 114 Y₄ = 0,505

Определяем прочность зуба шестерни и колеса соответственно:

[σ_F]₃· Y₃ = 195 · 0,355 = 69,2 МПа

[σ_F]₄· Y₄ = 180 · 0,505 = 100 МПа

где [σ_F]₃, [σ_F]₄ - допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса соответственно.

Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчёту на изгиб подвергаем зуб шестерни:

3.4.3.Проверочный расчёт по напряжениям контакта.

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σ_H] из полученных для шестерни [σ_H3] и колеса [σ_H4], т.е. по менее прочным зубьям.

Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить её на контактную прочность по формуле:

где [σ_H4] - допускаемое контактное напряжение материала колеса.

Т.К. N>N_F0то K_FL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

3.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>N_F0то K_FL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

3.3. Проектный расчет.

3.3.1. К_а – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач – К_а=49,5

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число открытой передачи:

вращающий момент на валу рабочей машины:

допускаемое контактное напряжение колеса с менеепрочным зубом:

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:

Межосевое расстояние:

3.3.2. К_m– вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_m=6,8

делительный диаметр колеса:

ширина венца колеса:

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

Модуль зацепления:

В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличивается на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

3.3.3. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

3.3.4. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до ближайшего целого числа:

3.3.5. Определяем число зубьев колеса:

3.3.6. Определяем фактическое передаточное число:

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

3.3.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

3.3.8. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

3.4. Проверочный расчет.

3.4.1. Проверим межосевое расстояние:

3.4.2. Проверим пригодность заготовок колес:

3.4.3. Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436

Окружная сила в зацеплении:

K_Ha– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Ha=1.

K_Hv– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Окружная скорость колес:

Степень точности передачи – 9.

K_Hv=1,01

Вычислим контактное напряжение:

Сравним контактные напряжения:

Т.к. получена недогрузка не более 10%, следовательно условие прочности соблюдается.

3.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

K_Fa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Fa=1.

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес:

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи:

коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Рассчитаем напряжение изгиба зубьев и шестерни:

Т.к. напряжение изгиба получилось значительно меньше допустимого, значит условие прочности выполняется.

3.5.Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 40ХН, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 285,5; для колеса - сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение, но твердость на 37 единиц ниже НВ 248,5.

4.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестернии колеса.

4.1.1. Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>N_H0,то K_HL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

4.1.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>N_H0то K_HL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных контактных напряжений:

4.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

4.2.1. Для шестерни:

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельнодля зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>N_F0то K_FL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

4.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

Т.К. N>N_F0то K_FL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

4.3. Проектный расчет.

4.3.1. К_а– вспомогательный коэффициент, для косозубых передач – К_а=43

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число закрытой передачи:

вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом:

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:

Межосевое расстояние:

4.3.2. К_m– вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m=5,8;

делительный диаметр колеса:

ширина венца колеса:

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

Модуль зацепления:

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

4.3.3. Определим угол наклона зубьев:

4.3.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Округлим до целого числа:

4.3.5.Уточним действительную величину зубьев шестерни и колеса:

4.3.6. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до ближайшего целого числа:

4.3.7. Определяем число зубьев колеса: