Привод механизма поворота крана
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 δ, %
|
6
|
Срок службы привода Lh, лет
|
7
|
. 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=20440 ч.
2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Тогда
L= 20440·0,85=17374 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·ω;
T- вращающий
момент, 1,3 кН·м;
ω -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:
ω рм= ;
ω рм =
Ppm=1,3·0,4=0,52 кВт;
. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
η = η· η· η· η2· η;
где
η, η, η, η, η-коэффициенты полезного действия закрытой передачи,
открытой передачи, муфты, подшипников качения, подшипников скольжения, выбираем
по табл.2.2[3]:
η=0,8;
η=0,94;
η=0,98;
η=0,99;
η=0,98;
η=0,8· 0,94· 0,98· 0,992 ·0,98=0,707;
.
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
uзп= 25;
uоп= 10;
u=25·
10=250;
1.
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины , об/мин:
nрм=3,821
.
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=;
.
Определяем передаточные числа ступеней привода
uоп=u/uзп uзп=const=25
uзп=u/uопuоп=25/100=2,5
.
Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала
рабочей машины Δn, об/мин:
Δn=;
где
δ, %- допускаемое отклонение скорости частоты вращения
приводного вала рабочей машины, 5%:
Δn=;
.
Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом
отклонения [n], об/мин:
[n]= nΔn;
[n]= 3,821 0,19=3,631…4,011;
.
Определяем фактическое передаточное число привода u:
u=n/[n];
u=;
.
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;
.
Определяем фактическое передаточное число привода uпр. ф:
uпр. ф. = ·u;
uпр. ф. =25·10=250;
.
Определяем фактическое число оборотов привода:
;
об/мин;
.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= Рдвŋмŋпк=0,708
|
|
Т
|
Р2= Р1ŋзпŋпк=0,56
|
|
РМ
|
Ррм= Р2ŋопŋпк=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 ω 1/с
|
ДВ
|
ω ном= πnном/30=95,7
|
|
Б
|
ω 1= ωном=95,7
|
|
Т
|
ω2= ω1/uзп=95,7/25=3,828
|
|
РМ
|
ωрм= ω2/uоп=3,828/10=0,382
|
Вращающий момент Т, Н*м
|
Дв
|
|
Б
|
Т1=Тдвŋмŋпк=7,62*0,98*0,99=7,39
|
|
Т
|
Т2=Тдвuзпŋзпŋпк=7,62*25*0,8*0,99=150,8
|
|
РМ
|
Трм=Т2uопŋопŋпс=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 ω, 1/с
|
95,7
|
95,7
|
3,828
|
0,382
|
КПД ŋ
|
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
.1 Червячные передачи
. 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, σв = 900 H/мм2, σт= 750 H/мм2
. Определяем скорость скольжения:
ʋs = м/с
. В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем сравнительно дешевую
бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья; σв = 530 H/мм2, σт= 245 H/мм2.
. Для материала венца червячного колеса по табл. 3.6 определяем
допускаемые контактные [σ]H и изгибные [σ]F напряжения.
а) при твердости витков червяка ≤350 HB,
[σ]H=250-25ʋs=250-25*2,20=195 H/мм2.
привод червячный передача редуктор
б) Коэффициент долговечности
KFL=,
где
наработка N=574ω2Lh=574*3,828*10000=21,9*10 6 циклов.
Тогда
KFL==0,71.
Для
нереверсивной передачи
[σ]F=(0,08σв+0,25σт)KFL=(0,08*530+0,25*245)*0,71=73,6 H/мм2
.
Составляем табличный ответ к задаче 3.
Таблица
3.1
Элемент передачи
|
Марка материала
|
Dпред
|
Термообработка
|
HB
|
σв
|
[σ]H
|
[σ]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;
[σ]-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;
.
Выбираем число витков червяка z:
т.
к. u=25, то z=2;
.
Определяем число зубьев червячного колеса:
z= z u;
z=2·25=50;
.
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;
.
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;
.
Определить коэффициент смещения инструмента x:
х=
(/m) - 0,5(q+ z);
х=
() - 0,5· (12,5+50)=1,41;
.
Определить фактическое передаточное число u, и проверить его отклонение Δu от
заданного u:
u=; Δu=;
где
u=25;
u=; Δu=;
.
Определить фактическое значение межосевого расстояния , мм:
=0,5m (q+ z+2x);
=0,5·3·
(12,5+ 50+2·1,41)=97,98 мм;
.
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+;
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 δ=;
sin δ=;
Проверочный
расчет.
.
Определяем КПД червячной передачи:
;
где
φ - угол трения, определяется в зависимости от
фактической скорости:
По
табл.4.9 [3] выбираем угол трения φ = 2°20’;
;
.
Проверяем контактное напряжение зубьев: σн, 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;
.Проверяем
напряжение изгиба зубьев колеса σF, Н/мм2:
σF=0,7YF2≤[σ]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/cos3γ
;
;
YF2=1,45;
;
= 20,07
< []=73,6;
.
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 γ
|
9
|
|
|
Угол обхвата червяка венцом 2δ
|
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
Допускаемые значения
|
Расчётные значения
|
Коэффициент КПД
|
-
|
0,76
|
|
Контактное нагружение σн, Н/мм2
|
195
|
204,88
|
|
Напряжения изгиба F, Н/мм273,620,07
|
|
|
|
Задача 6. Нагрузки валов редуктора
. Силы в зацеплении закрытой передачи.
Угол зацепления принят α=20°:
Таблица 4.3
Вид передачи
|
Силы
в зацеплении
|
На червяке
|
На колесе
|
Червячная
|
Окружная
|
|
|
|
Радиальная
|
|
|
|
Осевая
|
|
|
. Определяем консольные силы:
Таблица 4.4
Муфта
|
»
|
На быстроходном валу
|
На тихоходном валу
|
Fм1=50…125=
…125=
,02…342,55Fм2=250=250=
Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора
.1 Выбор материала валов
Марка стали 40Х
σВ=900 σТ=750 σ-1=410
.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
[τ]k=10Н/мм2
-быстроходное [τ]k=20 Н/мм2-тихоходное
.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,
l2
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
. l3=L-l1-l2-l4=224,5-50-43-7,74=123,76