О САЙТЕ
Добро пожаловать!

Теперь вы можете поделиться своей работой!

Просто нажмите на значок
O2 Design Template

ФИМ / ТНГМ / РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по курсу «Прикладная механика» тема: «Привод механизма передвижения мостового крана» Тех. задание 2 Вариант 13

(автор - student, добавлено - 7-04-2014, 19:05)

СКАЧАТЬ:  dm-2.zip [1,63 Mb] (cкачиваний: 47)

 

 

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

Исходные данные

Вариант

13

Сопротивление движения моста   F, kH 

2,5

Скорость моста v, м/c 

1,5

Диаметр колеса D, мм

400

Допускаемое отклонение скорости моста δ, %

5

Срок службы привода Lr ,лет

6

 

  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 Ртр=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  ncинх = 1500 об/мин,   nном =1445 об/мин, типоразмер 4AМ112M4Y3 с параметрами Pдв =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:                                                       

 

 

 

 

 

 

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4AМ112M4Y3              Pном=5,5 кВт; nном=1445   об/мин     

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Закрытая

(редуктор)

открытая

 

двигателя

редуктора

Приводной рабочей машины

Быстроходный

тихоходный

Передаточное число U

 

 

6,3

 

 

3,203

Расчетная мощность P, кВт

 

4,462

 

4,286

 

4,033

 

3,675

Угловая скорость w, 1/C

 

151,32

 

151,32

 

24,019

 

7,5

 

 

КПД

 

 

 

 

0,96

 

 

  0,93

Частота вращения n, об/мин

 

1445

 

1445

 

229,365

 

71,62

Вращающий момент T,  Н*м

 

29,489

 

28,324

 

167,895

 

490,05

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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>NH0 ,то KHL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

 

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>NH0 то KHL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

 

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>NF0 то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0: 

 

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>NF0 то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0: 

 

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

 

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

 

Элемент передачи

 

Марка материала

 

Dпред 

Sпред

 

Термообработка

 

HB

𝜎B

𝜎T

𝜎-1

[𝜎]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

45

125

     У

248,5

780

540

 335

____

____

Колесо

45Л

200

У

221

680

440

285

464,8

170,722

 

3.3. Проектный расчет.

  3.3.1.  Ка  вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач  Ка=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. Кm вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кm=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:

 

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр

 делительный

 

 

вершин

зубьев

 

 

впадин

зубьев

 

 

Ширина венца

 

 

 

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: 

 

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

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

 

Степень точности передачи 9.

KHv=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:

   KFa  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KFa=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:

Силы

Значения сил на:

Шестерне,  Н

Колесе,  Н

Окружная

 

 

 Радиальная

 

 

Проектный расчет

Параметр

 Значение

Параметр

Значение

 Межосевое расстояние, aw мм

200

Угол наклона

зубьев,  

 

0

Модуль зацепления, m мм

4

Ширина зубчатого венца

шестерни, b3 мм

колеса, b4 мм

 

54  

50  

Диаметр шестерни:

 

делительный, d3 мм

вершин зубьев, da3 мм

впадин зубьев, df3 мм

 

 

96

104

86,4

 

Число зубьев

шестерни, Z3 

колеса, Z4 

 

24

76

Вид зубьев

прямые

Диаметр колеса:

 

делительный, d4 мм

вершин зубьев, da4 мм    впадин зубьев, df4 мм

 

 

304

  312

  294,4

 

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения 𝜎н Н/мм2

464,8

433,406

 

Напряжения изгиба  Н/мм2

 

255,955

72,089

 

 

227,63

60,521

 

               

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>NH0 ,то KHL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

 

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>NH0 то KHL=1

допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0:

 

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>NF0 то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0: 

 

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>NF0 то KFL=1

допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0: 

 

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

 

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

 

 

Элемент передачи

 

Марка материала

 

Dпред 

Sпред

 

Термообработка

 

HB

𝜎B

𝜎T

𝜎-1

[𝜎]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

45ХН

200

     У

285,5

800

630

 480

____

____

Колесо

45ХН

200

У

248,5

680

440

285

514,3

191,966

 

4.3. Проектный расчет.

  4.3.1. Ка  вспомогательный коэффициент, для косозубых передач  Ка=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. Кm вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm=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:

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр

 делительный

 

 

вершин

зубьев

 

 

впадин

зубьев

 

 

Ширина венца

 

 

 

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: 

 

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

Окружная скорость колес:

Степень точности передачи 9.

 

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

KHv=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:

 KFa  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. KFa=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:

 

Силы

Значения сил на:

Шестерне,  Н

Колесе,  Н

Окружная

 

 

 Радиальная

 

Осевая

 

 

 

Проектный расчет

Параметр

 Значение

Параметр

Значение

 Межосевое расстояние, aw мм

125

Угол наклона

зубьев,  

 

   8,1096

Модуль зацепления, m мм

1,5

Ширина зубчатого венца

шестерни, b1 мм

колеса, b2 мм

 

39

35

Диаметр шестерни:

 

делительный, d1 мм

вершин зубьев, da1 мм

впадин зубьев, df1 мм

 

 

34,848

37,848

31,248

 

Число зубьев

шестерни, Z1 

колеса, Z2 

 

23

142

Вид зубьев

косые

Диаметр колеса:

делительный, d1 мм

вершин зубьев, da1 мм    впадин зубьев, df1 мм

 

  215,152

  218,152

  211,552

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения 𝜎н Н/мм2

514,3

501,612

 

Напряжения изгиба  Н/мм2

 

255,955

114,936

 

 

294,655

122,598

 

               

 

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  dдв = 32мм  - выходной конец ротора двигателя.

L1=(1…1,5)d1=1,532=48  под муфту  

Диаметр под подшипники

 

l2 2,3d2=2,335=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 = 1,35d1=1,3540=54мм

Диаметр под подшипники

l2=1,45d2= 65,25 мм   

Диаметр под колесо

l3  определяется гр


Ключевые слова -


ФНГ ФИМ ФЭА ФЭУ
Copyright 2018. Для правильного отображения сайта рекомендуем обновить Ваш браузер до последней версии!