Привод механизма передвижения мостового крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки

Псковский государственный университет

Кафедра теории механизмов и машин

Курсовой проект

Прикладная механика

Привод механизма передвижения мостового крана

2014



Исходные данные	№5
Сопротивление движения моста F, Кн	2
Скорость моста v, м/с	2
Диаметр колеса D, мм	500
Срок службы привода Lh, тыс.ч	20



1. Срок службы приводного устройства

Срок службы L_h, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrKrtcLcKc;

Где Lr- срок службы привода, лет; Kr-коэффициент годового использования,

Kr=;

tc- продолжительность смены, ч; Lc- число смен; Kc- коэффициент сменного использования,

Kc=;

;

=;

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
ОАО "УфаГидромаш"	3	1	11		С малым колебаниями	Реверсивный



2. Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт;

Pрм=FJ;

Pрм=;

2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

;

;

3. определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт:

;

;

4. Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт.

; ;

5. Выбираем тип двигателя:



4AM132S4У3

; Pном=7,5 кВт;

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, мин^-1

, отсюда ;

Где скорость тягового органа, м/с; D- диаметр колеса, мм;

;

2. Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=4,5;

; ;

3. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины , мин^-1;

;



4. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения , мин^-1:

;

5. Определить фактическое передаточное число привода UФ:

;

6. уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

При этом предпочтительнее уточнить Uоп оставив неизменным значение Uзп.

Таким образом, выбираем двигатель 4AM132S4У3 nном=1455 мин^-1, Pном=7,5 кВт, передаточные числа, привода U=21, редуктора Uзп=4,5, открытой передачи Uоп=4,6.



2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода



3. Выбор материала зубчатых передач

Определение допускаемых напряжений.

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Параметр	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 40ХН	Сталь 40ХН
Термообработка	Улучшение	Улучшение
Твердость	269…302 HB	235…262 HB
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NHO; NFO; H/мм2		1,8HBср+67=	1,8HBср+67=
		1,03HBср=	1,03HBср=

2. Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:

KHL1=; KHL2= ;

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

HBср1=; HBср2=;

N1=; N2=;

KHL1=;

KHL2= ;



б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

=; =.

= =;

3. Определение допускаемых напряжений изгиба , H/мм².

а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2.

KFL1=

KFL2=;

б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни колеса

; ;

;

Для реверсивных передач уменьшают на 25%:

;



4. Табличный ответ к задаче 3:

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1cp
		Sпред
				HB2cp	Н/мм2
Шестерня	40ХН	315	Улучшение	285,5	800	630	380	96,135
		200
Колесо	40ХН	200	Улучшение	248,5	700	300	1468,5	107,475
		125



4. Расчет зубчатых передач редукторов

Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

1. Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где К_а- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=43.

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T₂- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1;

;

Округляем значение до ближайшего табличного, =120 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм;



;

Округляем значение m=2,33 до ближайшего табличного значения m=3мм;

3. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

;

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

; ;

5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

; ;

6. Определить число зубьев шестерни:

; ;

7. Определяем число зубьев колеса:



; ;

8. Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

; ;

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	51,96	187,2
	Вершин зубьев	56,96	193,2
	Впадин зубьев	44,76	180
Ширина венца	=41	37



5. Расчет открытых передач

привод двигатель редуктор передача

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.

1. Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где К_а- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=43.

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T₂- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1;

;

Округляем значение до ближайшего табличного, =190 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм;



;

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

; ;

4. Определить число зубьев шестерни:

; ;

5. Определяем число зубьев колеса:

; ;

6. Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

; ;



10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	65	315
	Вершин зубьев	75	325
	Впадин зубьев	53	303
Ширина венца	=56	53



6. Расчет нагрузки валов

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

6.2 Силы в зацеплении открытой передачи

Консольные силы.



7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов

Ступень вала и ее размеры d; l	Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1
	l1
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2
	l2
3-я под шестерню, колесо	d3
	l3	l3 определить графически на эскизной компоновке
4-я под подшипник	d4
	l4
5-я упорная или под резьбу	d5	Не конструируют
	l5		Определить графически

7.2 Предварительный выбор подшипников

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б	№207 35х72х17	Легкая	Враспор
	Т	№209 45х85х19

;

;

;

;



8. Разработка чертежа общего вида привода

Конструирование зубчатых колес.

Колеса зубчатые цилиндрические.

Элемент колеса	Размер	Способ получения заготовки
		Штамповка
Обод	Диаметр	da=315
	Толщина
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный
	Толщина
	Длина
Диск	Толщина
	Радиусы закруглений и уклон	;
	Отверстия	-

Выбор соединения колеса с валом.

Для соединения вала с колесом применим соединение с натягом. Эти соединения имеют упрощенную технологию изготовления за счет отсутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они не чувствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают динамические нагрузки. Обеспечивают хорошее базирование, исключают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соединений- трудоемкость сборки, сложность контроля качества соединения.

Подбор посадки с натягом проводится в следующем порядке:

1. Определяем среднее контактное напряжение , H/мм², на посадочной поверхности:

;

Где K- коэффициент запаса сцепления деталей, принимаем K=3,5 т.к. на конце вала установлена шестерня.

f- коэффициент трения, принимаем f=0,08;

d и l-соответственно диаметр и длина посадочной поверхности, принимаем d=63 мм, l=100 мм;

Т- вращающий момент, принимаем Т=190,1 Hм;

F_a- осевая сила в зацеплении, принимаем F_a=460,81 H;

;

2. Определяем коэффициенты С₁ и С₂:

; ;

Где d- посадочный диаметр, принимаем d=63 мм;

d₁- диаметр отверстия охватываемой детали, для сплошного вала принимаем d₁=0; d₂- диаметр охватывающей детали, принимаем d₂=97,65мм;

- коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающей деталей, для стали принимаем =0,3;



; ;

3. Определить деформацию деталей, мкм;

;

Где E₁ и E₂- модули упругости материалов охватываемой и охватывающей детали, принимаем E₁= E₂=, H/мм²;

;

4. Определяем поправку на обмятие микронеровностей U, мкм;

;

Где и - среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала, принимаем и ;

5. Поправку на температурную деформацию , мкм , для зубчатых передач не подсчитывают, принимая =0.



6. Определяем минимальный требуемый натяг , мкм для передачи вращающего момента;

; ;

7. Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали , Н/мм² ;

;

Где -предел текучести охватывающей детали, принимаем ;

8. Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочностью охватывающей детали , мкм:

; ;

9. Определяем допускаемый натяг соединения, гарантирующий прочность охватывающей детали

; ;



10. По значениям выбираем стандартную посадку: , у которой .

11. Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки , Н/мм².

; ;

12. Определяем силу запрессовки детали, F_П ,Н:

; ;

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, развивающий силу 200 кН.

Конструирование подшипниковых узлов.

В нашем случае мы применяем такую (см. рисунок 10.3) схему установки подшипников:

Плавающая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обеих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо в корпусе не закреплено и допускает осевое перемещение вала в обеих направлениях.

Фиксирующая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обеих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо также с двусторонним закреплением в корпусе ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях.

Типы подшипников. Радиальные однорядные шариковые и роликовые и двухрядные сферические. Любой из типов подшипников плавающей опоры может быть применен с любым типом подшипника фиксирующей. В проектируемых редукторах приняты радиальные однорядные шарикоподшипники.

Достоинства: А) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках. Б) не требует точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.

Рисунок 10.3 Осевое фиксирование вала в одной опоре одним подшипником.

Выбор муфт.

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой.

Для конструируемого редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту.

Применяемая муфта обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых, радиальных и угловых смещений.

Смазывание.

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

По таблице 10.29 выбираем масло ИГС-46.

Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…08 л на 1 кВт передаваемой мощности. Исходя из мощности выбранного двигателя, принимаем количество масла 4,5л.

Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса, уровень масла рассчитывают: , где m- модуль зацепления, d₂-диаметр вершин зубьев колеса. .

Исходя из особенностей конструкции корпуса редуктора, выбираем круглый маслоуказатель.

Размещено на Allbest.ru