СКАЧАТЬ:  dm-2.zip [1,63 Mb] (cкачиваний: 49)

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

Тех. задание 2

Вариант 13 

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

1. 1.   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.

.

2.  ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Конструктивные размеры и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода зависят от типа электродвигателя, его мощности, частоты вращения вала.

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).

2.1 Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

где - КПД закрытой передачи

      КПД открытой передачи

     - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения.

     - КПД подшипников скольжения.

     - коэффициент, учитывающий потери в муфте.

2.2 Мощность рабочей машины:

   2.3 Требуемая мощность электродвигателя:

  2.4 По требуемой мощности Р_тр=4,462 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый по ГОСТ 15150-69 [Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»] с синхронной частотой вращения  n_cинх = 1500 об/мин,   n_ном =1445 об/мин, типоразмер 4AМ112M4Y3 с параметрами P_дв =5,5 кВт.

  2.5 Частота вращений приводного вала рабочей машины:

  2.6 Определение передаточного числа привода:  

     .  

  2.7  Общее передаточное привода:

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 2144-75  

К кинематическим параметрам привода относятся вращения и угловая скорость, к силовым – мощность и вращающий момент.

  2.8 Частота вращения валов:

Двигатель       

Быстроходного   

Тихоходного  

Рабочей машины   

  2.9 Угловая скорость валов:

Двигателя  

Быстроходный  

Тихоходного   

 Рабочей машины  

  2.10 Вращающие моменты на валах:

Двигателя:   

На валу червяка:

На валу червячного колеса

:  

Момент рабочей машины: 

  2.11 Мощности на валах:

Мощность двигателя:   

Мощность на валу червяка: 

Мощность на валу червячного колеса:

Мощность рабочей машины:                                                       

3.  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 шестерни и колеса.

                              3.1.1. 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:

                               3.1.2. Для колеса:

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 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 отдельно для зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости:   

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

Т.К. N>N_F0 то 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_F0 то 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 менее прочным 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 ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ 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 шестерни и 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_H0 то 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 отдельно для зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости:   

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

Т.К. N>N_F0 то 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_F0 то 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 подшипники 36207 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