Привод механизма передвижения мостового крана

Министерство образования и науки Псковский государственный университет Кафедра теории механизмов и машин Курсовой проект Прикладная механика Привод механизма передвижения мостового крана

1. Срок службы приводного устройства Срок службы L_h, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrKrtcLcKc;

Где Lrсрок службы привода, лет; Kr-коэффициент годового использования,

Kr=;

tcпродолжительность смены, ч; Lcчисло смен; Kcкоэффициент сменного использования,

Kc=;

;

=;

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; Dдиаметр 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.

2. Определение допускаемых контактных напряжений

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

KHL1=; KHL2= ;

Где NНОчисло циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; Nчисло циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N=573Lh. Здесь — угловая скорость соответствующего вала, с-1; Lhсрок 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:

4. Расчет зубчатых передач редукторов Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

1. Определить главный параметрмежосевое 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;

Uпередаточное 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:

5. Расчет открытых передач привод двигатель редуктор передача Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.

1. Определить главный параметрмежосевое 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;

Uпередаточное 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:

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

7.2 Предварительный выбор подшипников

;

;

;

;

8. Разработка чертежа общего вида привода Конструирование зубчатых колес.

Колеса зубчатые цилиндрические.

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 соединенийтрудоемкость сборки, сложность контроля качества соединения.

Подбор посадки с натягом проводится в следующем порядке:

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

;

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

fкоэффициент трения, принимаем f=0,08;

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

Твращающий 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 dпосадочный диаметр, принимаем d=63 мм;

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

— 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 ;

;

Гдепредел 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 mмодуль зацепления, d₂-диаметр вершин зубьев колеса. .

Исходя из особенностей конструкции корпуса редуктора, выбираем круглый маслоуказатель.