Скачать: 433434.zip [1,31 Mb] (cкачиваний: 2)  

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

Тех. задание 2

Вариант 13

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 червячной передачи

- КПД цилиндрической передачи

- КПД подшипников качения

- КПД муфты

1.1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

,

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= 287,5 Вт будет Р_дв = 400 Вт. По табл. 2 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОЛ-22-4 с частотой вращения вала электродвигателя n₁ = 1400 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);

Для червячных колес, U_чер = 8(9) … 80(71).

1.2.3. Произведем разбивку U_об.

Примем U_чер =14 (по стандартному ряду), тогда получим

, число 3,3 не выходит за пределы стандартного ряда передаточных чисел цилиндрических колес.

Следовательно, окончательно принимаем

U_цил = 3,3 (для тихоходной передачи редуктора);

U_чер = 14 (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 1 м/c степень точности будет 9. По таблице 3 (ссылка) принимаем

б) Выбираем материала быстроходной ступени

По таблице 2 (ссылка) при мощности Р ≤ 5 кВТ червяк изготавливают из стали 40Х с твердостью ≥ 45 HRC

1.РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 248,5; для колеса - сталь 45Л, термическая обработка - улучшение, но твердость на 27,5 единиц ниже НВ 221.

3.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

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

3.1.1.Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу 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 выносливостипри числе циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

3.1.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу 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:

3.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

3.2.1. Для шестерни:

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

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу 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:

3.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу 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, соответствующеепределу 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, соответствующеепределу 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:

4.3.8. Определяем фактическое передаточное число:

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

4.3.9.Определяем фактическое межосевое расстояние:

4.3.10.Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

4.4. Проверочный расчет.

4.4.1.Проверим межосевое расстояние:

4.4.2.Проверим пригодность заготовок колес:

4.4.3.Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376

Окружная сила в зацеплении:

K_Ha– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

Окружная скорость колес:

Степень точности передачи – 9.

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

K_Hv=1,05

Вычислим контактное напряжение:

Сравним контактные напряжения:

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

4.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

K_Fa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.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.

4.5. Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Н·м.

ведомого Н·м

5.1. Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала:

где d_дв= 32мм- выходной конец ротора двигателя.

L₁=(1…1,5)∙d₁=1,5∙32=48 – под муфту

Диаметр под подшипники

l₂ ≈2,3d₂=2,3∙35=80,5 мм

Диаметр под шестерню

l₃– определяется графически

d₂= d₄– под подшипники

l₄=B+1,6=18,6 мм

Выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники36207 легкой серии по ГОСТ 831-75, d₂=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, α=12⁰.

5.2. Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении = 17 МПа

l₁= 1,35∙d₁=1,35∙40=54мм

Диаметр под подшипники

l₂=1,45∙d₂=65,25 мм

Диаметр под колесо

l₃– определяется графически

Диаметр под подшипники

l₄=В+1,6= 26,5 мм

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 309средней серии по ГОСТ 8338-75, d₂=45 мм, D=100 мм, В=25 мм

6. ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

6.1.Ведущий вал.

F_m=266,101 H; F_t1=1560,71H ;F_r1=573,79 H ;F_a1=222,389 H ;l_b/2=45,5741 мм; d₁/2=17,424 Н;lm=125,686 H;

6.1.1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, Н

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Участок 1:

Участок 2:

6.1.2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Участок 1:

Участок 2:

Участок 3:

6.1.3. Строим эпюру крутящих моментов:

6.1.4. Определяем суммарные и радиальные реакции:

6.2. Ведомый вал.

F_t2=1560,71 H; F_r2=573,79 H; F_a2=222,389; F_t3=3224,013 H; F_r3=1173 H;

d₂/2=107,576 мм; l_t/2=55,26 мм;l_оп=79,75.

6.2.1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, Н

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Участок 1:

Участок 2:

Участок 3:

6.2.2. Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, Н

Проверка:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Участок 1:

Участок 2:

Участок 3:

6.2.3. Строим эпюру крутящих моментов

6.2.4. Определяем суммарные и радиальные реакции

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

7.1. Проверяем пригодность подшипника 36207 быстроходного вала червячного редуктора, работающего с легкими толчками. Частота вращения кольца подшипника n=1445 об/мин. Осевая сила в зацеплении F_a=222,389 Н. Реакции в подшипниках R_А=1173 Н, R_В=360,851 Н. Характеристика подшипников: С_r=24 кН; Х=0,45; е=0,3; Y=1,81; V=1; K_б=1,1; К_Т=1; а₁=1; а₂₃=0,7; С₀=13,3кН. Требуемая долговечность подшипников L_h ≥ 10000 ч.

7.1.1. Определяем составляющие радиальных реакций:

7.1.2. Определяем осевые нагрузки подшипников.

Так как R_s1>Rs2 , то Ra1= Rs1=351,908H, Ra2=Ra1+Fa=351,908+222,389=574,297H.</sub>

7.1.3. Определим отношения:

7.1.4. По соотношениям и выбираемсоответствующие формулы для определения R_E :

7.1.5. Определяем динамическую грузоподъемность по большому значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

7.1.6. Определяем долговечность подшипника:

7.2. Проверяем пригодность подшипника 309 тихоходного вала червячного редуктора, работающего с легкими толчками. Частота вращения кольца подшипника n=229,389 об/мин. Осевая сила в зацеплении F_a=222,389 Н. Реакции в подшипниках R₁=6509,958 Н, R₂=1797,638 Н. Характеристика подшипников: С_r=52,7 кН; Х=0,45; е=0.3; Y=1.81; V=1; K_б=1,1; К_Т=1; а₁=1; а₂₃=0,7; С₀=30кН. Требуемая долговечность подшипников L_h ≥ 10000 ч.

7.2.1. Определяем составляющие радиальных реакций:

7.2.2. Определяем осевые нагрузки подшипников.

Так как R_s1>Rs2,то Ra1= Rs1=1952,987H, Ra2=Ra1+Fa=1952,987+222,389=2175,377H.</sub>

7.2.3. Определим отношения:

7.2.4. По соотношениям и выбираемсоответствующие формулы для определения R_E :

7.2.5. Определяем динамическую грузоподъемность по большому значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

7.2.6. Определяем долговечность подшипника:

8.КОНСТРУРОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки:

Диаметры болтов выбираются из [2] в зависимости от межосевого расстояния:

10. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

10.1.Расчёт быстроходного вала.

Намечаем опасные сечения вала. В нашем случае выбираем опасное сечение, находящееся непосредственно на шестерне. Вал выполнен заодно с шестерней, из стали марки 40Х. Механические характеристики:

Определим момент в опасном сечении:

Определяем напряжение в опасном сечении вала, Н/мм

10.1.1. Определяем осевые и полярные моменты сопротивления:

10.1.2. Определяем осевые и полярные моменты сопротивления:

10.1.3. Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:

где К =1,7 и К =1,55 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К σ=0,88 и K_dτ=0,77-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К =1,5-коэффициент влияния шероховатости;

10.1.4. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм

где =420 и пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм .

10.1.5. Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

10.1.6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Условие прочности выполняется.

10.2. Расчёт тихоходного вала.