Привод механизма поворота крана

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФГАОУ ВПО «Северо-Восточный федеральный университет им. М.К. Аммосова»

Автодорожный факультет

Кафедра «Машиноведение»

Курсовая работа

по дисциплине: «Детали машин»

на тему: «Привод механизма поворота крана»

Выполнил: Петров В. Н.

Проверила: Савватеева И. А.

Якутск — 2012

Задача 1. Определение срока службы приводного устройства

Срок службы определяется по формуле Lh=365LrtcLc;

Lr— срок службы привода, лет;

tc— продолжительность смены, ч;

Lc— число смен;

Таблица 1

Момент сопротивления вращению Т, кН·м

1,3

Скорость поворота, V м/с

0,06

Диаметр колонны, D мм

300

Допускаемое отклонение скорости поворота крана ?, %

6

Срок службы привода Lh, лет

7

1. Срок службы приводного устройства определяем по формуле:

L=365·L· t·L

где L-срок службы привода, 7 лет;

t-продолжительность смены, 8 ч;

L-число смен;

L=365·7·8=20 440 ч.

2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда L= 20 440·0,85=17 374 ч. ;

Рабочий ресурс принимаем:

L=17·103 ч.

2. Выбор двигателя и кинематический расчет привода.

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины P, кВт:

P= T·?;

T- вращающий момент, 1,3 кН·м;

? -угловая скорость тягового органа рабочей машины, рад/с,

Для нахождения угловой скорости определим частоту вращения приводного вала nрм.

nрм=;

где V- скорость поворота, об/мин;

nрм= об/мин;

Определим угловую скорость по формуле:

? рм=;

? рм =

Ppm=1,3·0,4=0,52 кВт;

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

? = ?· ?· ?· ?2· ?;

где ?, ?, ?, ?, ?-коэффициенты полезного действия закрытой передачи, открытой передачи, муфты, подшипников качения, подшипников скольжения, выбираем по табл.2. 2[3]:

?=0,8;

?=0,94;

?=0,98;

?=0,99;

?=0,98;

?=0,8· 0,94· 0,98· 0,992 ·0,98=0,707;

3. Определяем требуемую мощность двигателя P, кВт:

РДВ =;

РДВ= кВт;

Из табл. К9[3] выбираем подходящей мощности двигателя:

Pном=0,75 кВт; nном=915 об/мин

Таблица 2

4AM71A2У3

2840

4АМ71В4У3

1390

4АМ80А6У3

915

4AM90LA8У3

700

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

u= uЗП ·uОП

где uзп выбираем по табл. 2. 3[3]:

uзп= 25;

uоп= 10;

u=25· 10=250;

1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины, об/мин:

nрм=3,821

2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности PНОМ:

u=;

где смотреть табл.2. 1:

u1=;

u2=;

u3=;

u4=;

3. Определяем передаточные числа ступеней привода

uоп=u/uзп uзп=const=25

uзп=u/uопuоп=25/100=2,5

4. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины? n, об/мин:

?n=;

где ?, %- допускаемое отклонение скорости частоты вращения приводного вала рабочей машины, 5%:

?n=;

5. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [n], об/мин:

[n]= n? n;

[n]= 3,821 0,19=3,631…4,011;

6. Определяем фактическое передаточное число привода u:

u=n/[n];

u=;

7. Уточняем передаточное числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

u= u/u:

u=;

Принимаем: u=10;

u=25;

8. Определяем фактическое передаточное число привода uпр. ф:

uпр. ф. = ·u;

uпр. ф. =25·10=250;

9. Определяем фактическое число оборотов привода:

;

об/мин;

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Таблица 3.

Параметр

Вал

Дв-М-ЗП-ОП-РМ

Мощность Р, кВт

ДВ

Рдв=0,73

Б

Р1= Рдв?м?пк=0,708

Т

Р2= Р1?зп?пк=0,56

РМ

Ррм= Р2?оп?пк=0,522

Частота n, об/мин

ДВ

nном=915 об/мин

Б

n1= nном=915

Т

n2= n1/ uзп=915/25=36,6

РМ

nрм= n2/uоп=36/10=3,66

Угловая скорость? 1/с

ДВ

? ном= ?nном/30=95,7

Б

? 1= ?ном=95,7

Т

?2= ?1/uзп=95,7/25=3,828

РМ

?рм= ?2/uоп=3,828/10=0,382

Вращающий момент Т, Н*м

Дв

Тдвдв*103/ ?ном=0,73*103/95,7=7,62

Б

Т1дв?м?пк=7,62*0,98*0,99=7,39

Т

Т2двuзп?зп?пк=7,62*25*0,8*0,99=150,8

РМ

Трм2uоп?оп?пс=150,8*10*0,94*0,98=1389,1

Таблица 2.5. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ80А6У3 Рном=0,75кВт nном=915 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Открытая

Закрытая

Двигатель

Редуктор

Привод РМ

Б

Т

Передаточное число u

10

25

Расчетная мощность Р, кВт

0,73

0,708

0,56

0,522

Угловая скорость ?, 1/с

95,7

95,7

3,828

0,382

КПД

?

0,94

0,8

Частота вращения n, об/мин

915

915

36,6

3,66

Вращающий момент Т, Н*м

7,62

7,39

150,8

1389,1

Задача 3. Выбор материалов червячных передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Червячные передачи

1. Выбор материала червяка и червячного колеса:

По табл. 3. 1при мощности P=0,75 кВт червяк изготавливается из стали 40Х с твердостью ?350 HB, термообработка-улучшение; по табл. 3.2 для стали 40Х — твердость 269…302 HB, ?в = 900 H/мм2, ?т= 750 H/мм2

2. Определяем скорость скольжения:

?s = м/с

3. В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем сравнительно дешевую бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья; ?в = 530 H/мм2, ?т= 245 H/мм2.

4. Для материала венца червячного колеса по табл. 3.6 определяем допускаемые контактные [?]H и изгибные [?]F напряжения.

а) при твердости витков червяка ?350 HB,

[?]H=250−25?s=250−25*2,20=195 H/мм2.

привод червячный передача редуктор

б) Коэффициент долговечности

KFL=,

где наработка N=574?2Lh=574*3,828*10 000=21,9*10 6 циклов.

Тогда KFL==0,71.

Для нереверсивной передачи

[?]F=(0,08?в+0,25?т)KFL=(0,08*530+0,25*245)*0,71=73,6 H/мм2

5. Составляем табличный ответ к задаче 3.

Таблица 3. 1

Элемент передачи

Марка материала

Dпред

Термообработка

HB

?в

?т

[?]H

[?]F

Способ отливки

H/мм2

Червяк

Колесо

Сталь 40Х

БрА10Ж4Н4

125

-

У

Ц

269…302

-

900

530

750

245

-

195

-

73,6

Задача 4. Расчет червячных передач редукторов

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние, мм:

=61;

где Т2-вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м, см. табл. 2. 5;

[?]-допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/ мм, см. табл.4. 1;

=61 мм;

по рекомендациям из табл. 13. 15[3] округляем до ближайшего стандартного значения:

=98 мм;

2. Выбираем число витков червяка z:

т. к. u=25, то z=2;

3. Определяем число зубьев червячного колеса:

z= z u;

z=2·25=50;

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m= (1,5…1,7);

m= (1,5…1,7) · = 2,94…3,3 мм

выбираем стандартное значение в этих пределах: m=3 мм;

5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

q? (0,212…0,25) z;

q? (0,212…0,25)·50 ?10,6…12,5;

По табл. на стр. 75 [3] выбираем стандартное значение в этих пределах:

q=12,5;

6. Определить коэффициент смещения инструмента x:

х= (/m) — 0,5(q+ z);

х= () — 0,5· (12,5+50)=1,41;

7. Определить фактическое передаточное число u, и проверить его отклонение? u от заданного u:

u=; ?u=;

где u=25;

u=; ?u=;

8. Определить фактическое значение межосевого расстояния, мм:

=0,5m (q+ z+2x);

=0,5·3· (12,5+ 50+2·1,41)=97,98 мм;

9. Определить основные геометрические размеры передачи, мм

a) Основные размеры червяка:

Делительный диаметр d1=qm;

d1=12,5·3=37,5 мм;

Начальный диаметр

dw1=m (q+2x);

dw1=3(12,5+2·1,41)=45,96 мм;

Диаметр вершин витков da1=d1+2m;

da1=37,5+2·3=43,5 мм;

Диаметр впадин витков d=d-2,4m;

d=37,5−2,4·3=30,3 мм;

Делительный угол подъема линии витков

=arctg ();

=arctg ()=9°

Длина нарезаемой части червяка b=(10+5,5|x|+ z) m+C;

При х0, С=0;

b=(10+5,5·|1,41|+2) ·3+0=59,26 мм;

По табл. 13. 15 [3] выбираем стандартное значение: b=60 мм;

б) Основные размеры винца червячного колеса:

делительный диаметр d2=dw2=mz;

d= mz=3·50=150 мм;

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m (1+x);

da2=150+2·3(1+1,41)=164,46 мм;

наибольший диаметр колеса

d?d+;

d?164,46+=168,96 мм;

Диаметр впадин зубьев d=d-2m (1,2-x);

d=150−2·3(1,2−1,41)=151,26 мм;

Ширина венца: при z=2;

b=0,355*;

b=0,355*98=34,79 мм;

Радиусы закругления зубьев:

Ra=0,5d1-m;

Ra=0,5·37,5−3=15,75 мм;

Rf=0,5d1+1,2m;

Rf=0,5·37,5+1,2·3=22,35 мм;

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

sin ?=;

sin ?=;

Проверочный расчет.

1. Определяем КПД червячной передачи:

;

где? — угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости:

По табл.4.9 [3] выбираем угол трения? = 2°20';

;

2. Проверяем контактное напряжение зубьев: ?н, Н/мм2;

;

где, окружная сила на колесе, Н;

где Т2 — крутящий момент, 153,2 Н·м,

Н;

К — коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости V2 м/с:

;

;

При V2=0,28 3 принимаем К=1;

;

=204,88< []=195;

3. Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса ?F, Н/мм2:

?F=0,7YF2?[?]F,

где а) значение m, мм; b2, мм; Ft2, H; K;

б) YF2 — коэффициент формы зубы колеса. Определяется по табл. 4. 10 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса zv2=z2/cos3?

;

;

YF2=1,45;

;

= 20,07 < []=73,6;

4. Составляем табличный ответ к задаче 4.

Таблица 4.1 Параметры червячной передачи

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межсетевое расстояние aw

97

Ширина зубчатого венца колеса b2

34,79

Модуль зацепления m

3

Длина нарезаемой части червяка b1

56,84

Коэффициент диаметра червяка q

12,5

Диаметр червяка:

делительный d1

начальный dw1

вершин витков da1

впадин витков df1

37,5

45,96

43,5

30,3

Делительный угол подъема витков червяка ?

9

Угол обхвата червяка венцом 2?

0,82

Диаметр колеса:

делительный d2=dw2

вершин зубьев da2

вершин зубьев df2

наибольшей dам2

150

164,46

151,26

168,96

Число витков червяка z1

2

Число зубьев колеса z2

50

Таблица 4. 2

Параметры

Допускаемые значения

Расчётные значения

Коэффициент КПД

-

0,76

Контактное нагружение ?н, Н/мм2

195

204,88

Напряжения изгиба

F, Н/мм2

73,6

20,07

Задача 6. Нагрузки валов редуктора

1. Силы в зацеплении закрытой передачи.

Угол зацепления принят ?=20°:

Таблица 4. 3

Вид передачи

Силы в зацеплении

На червяке

На колесе

Червячная

Окружная

Радиальная

Осевая

2. Определяем консольные силы:

Таблица 4. 4

Муфта

«

На быстроходном валу

На тихоходном валу

Fм1=50…125=

50…125=

137,02…342,55

Fм2=250=250=

3094,3

Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбор материала валов

Марка стали 40Х

?В=900 ?Т=750 ?-1=410

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

[?]k=10Н/мм2 -быстроходное [?]k=20 Н/мм2-тихоходное

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Таблица 7. 1

Ступени валов и её размеры

Вал — червяка

Вал — колеса

1 — ая под элемент открытой передачи

d1

l1

принимаем: l1=50мм, т.к. под полумуфту

2 — ая под уплотнение крышки с отверстием и подшипником

d2

Округляем до диаметра внутреннего кольца подшипника по табл. К27-К30,

принимаем: d2=35 мм

l2

принимаем: l2=43 мм

3 — ая под шестерню, колесо

d3

, где r- фаски подшипника

по табл. 7. 2[3]

r=1,6

принимаем: d3=40 мм

принимаем: d3=40 мм

l3

Определяется графически при эскизной компоновки

4 — ая под подшипник

d4

l4

=7,74

5 — ая упорная или под резьбу

d5

-

, где f по табл.7. 1[3] f=1

принимаем: d5=43 мм

l5

-

Определяется графически

1. L=aw+0, 5*(da1+da2) =110+0,5*(50,75+178,26) =224,5

2. l3=L-l1-l2-l4=224,5−50−43−7,74=123,76

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой