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 L_h=365L_rt_cL_c;

L_r— срок службы привода, лет;

t_c— продолжительность смены, ч;

L_c— число смен;

Таблица 1

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· ?;

Tвращающий момент, 1,3 кН· м;

? -угловая скорость тягового органа рабочей машины, рад/с, Для нахождения угловой скорости определим частоту вращения приводного вала n_рм.

n_рм= ;

где Vскорость поворота, об/мин;

n_рм= об/мин;

Определим угловую скорость по формуле:

? _рм= ;

? _рм =

P_pm=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:

Р_ДВ =;

Р_ДВ= кВт;

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

P_ном=0,75 кВт; n_ном=915 об/мин Таблица 2

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

u= u_ЗП · u_ОП

где u_зп выбираем по табл. 2.3[3]:

u_зп= 25;

u_оп= 10;

u=25· 10=250;

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

n_рм=3,821

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

u=;

где смотреть табл.2.1:

u₁=;

u₂=;

u₃=;

u₄=;

3. Определяем передаточные числа ступеней привода

u_оп=u/u_зп u_зп=const=25

u_зп=u/u_опu_оп=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 u_{пр. ф}:

u_пр. ф. = · u;

u_пр. ф. =25· 10=250;

9. Определяем фактическое число оборотов привода:

;

об/мин;

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Таблица 3.

Таблица 2.5. Силовые и кинематические параметры привода Тип двигателя 4АМ80А6У3 Р_ном=0,75кВт n_ном=915 об/мин

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

K_FL=,

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

Тогда K_FL==0,71.

Для нереверсивной передачи

[?]_F=(0,08?_в+0,25?_т)K_FL=(0,08*530+0,25*245)*0,71=73,6 H/мм²

5. Составляем табличный ответ к задаче 3.

Таблица 3.1

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 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

d_w1=m (q+2x);

d_w1=3(12,5+2· 1,41)=45,96 мм;

Диаметр вершин витков d_a1=d₁+2m;

d_a1=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 выбираем стандартное значение: b=60 мм;

б) Основные размеры винца червячного колеса:

делительный диаметр d₂=d_w2=mz;

d= mz=3· 50=150 мм;

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m (1+x);

d_a2=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:

R_a=0,5d₁-m;

R_a=0,5· 37,5−3=15,75 мм;

R_f=0,5d₁+1,2m;

R_f=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 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=0,7Y_F2?[?]_F,

где а) значение m, мм; b₂, мм; F_t2, H; K;

б) Y_F2 — коэффициент формы зубы колеса. Определяется по табл. 4.10 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса z_v2=z₂/cos³?

;

;

Y_F2=1,45;

;

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

4. Составляем табличный ответ к задаче 4.

Таблица 4.1 Параметры червячной передачи

Таблица 4.2

Задача 6. Нагрузки валов редуктора

1. Силы в зацеплении закрытой передачи.

Угол зацепления принят ?=20°:

Таблица 4.3

2. Определяем консольные силы:

Таблица 4.4

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

1. L=a_w+0, 5*(d_a1+d_a2) =110+0,5*(50,75+178,26) =224,5

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