Механизм подъема груза кранового механизма

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Тема: «Механизм подъема груза кранового механизма»

• Задание на курсовой проект
• 1. выбор электродвигателя и кинематический расчет
• 2. Расчет зубчатых колес редуктора
• 3. Предварительный расчет валов редуктора
• 4. Проверка прочности валов в опасных сечениях
• 5. Проверка долговечности подшипников
• 6. Проверка прочности шпоночных соединений
• 7. Выбор сорта масла
• Литература
• Задание на курсовой проект
• Разработка редуктора закрытого типа:
• диаметр барабана лебедки, м — 0.6;
• скорость вращения барабана, об/с — 0.1;
• грузоподъемность, кг — 5000.
• Д — двигатель
• М — муфта
• Р — редуктор
• Ф — фланец

1. выбор электродвигателя и кинематический расчет

Момент сопротивления на выходе редуктора

Угловая скорость

Определяем мощность на выходном звене

Примем предварительно КПД редуктора равным 0,9, а коэффициент запаса 1,1. Требуемая мощность электродвигателя

По справочнику выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8У3:

Номинальная частота вращения двигателя

Угловая скорость вращения вала двигателя

Определяем передаточное отношение редуктора

Находим число ступеней редуктора

Округляем полученное значение до ближайшего меньшего, принимаем k=3.

Передаточное отношение одной ступени

Выбираем передаточные отношения каждой ступени в соответствии с ГОСТ 2185–66, тогда i₁=4, i₂=5,6, i₃=5,6. Произведем расчет трехступенчатого цилиндрического редуктора с прямозубыми колесами. Определяем вращающие моменты на валах и угловые скорости валов редуктора

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для изготовления пары зубчатых колес.

Для шестерней — сталь 55, термическая обработка — нормализация, твердость НВ1 241, для колес — сталь 45, термическая обработка — нормализация, твердость НВ2 217.

Допустимые контактные напряжения

где — предел контактной выносливости;

[S] - коэффициент безопасности, [S]=1,1

K_HL — коэффициент долговечности, K_HL=1

Тогда для шестерней

Для колес

Допустимое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где

Тогда

Ближайшие межосевые расстояния по ГОСТ 2185–66: a_w1=250мм, a_w2=445мм, a_w3=800мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации m_n=a_w(0,01.0,02), тогда m₁=4, m₂=6, m₃=8.

Определим числа зубьев шестерней и колес

Для первой ступени

Для второй ступени

Для третьей ступени

Определим основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

Для первой ступени

Для второй ступени

Для третьей ступени

Произведем проверку межосевых расстояний

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Ширина шестерней и колес

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

Находим окружную скорость колес и степень точности передачи

При таких скоростях для прямозубых колес следует применять 8-ую степень точности.

На следующем этапе рассчитаем коэффициент нагрузки

где

Произведем проверку контактных напряжений

В цилиндрической прямозубой передаче силу, действующую в зацеплении, раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие: окружную F₁ и радиальную F_r, которые вычисляются по формулам

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение

где, , K_FV=1,25, K_F=1,56.

Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от числа зубьев (Y1_F1=3,9, Y1_F2=3,61, Y2_F1=4,01, Y2_F2=3,61, Y3_F1=3,80, Y3_F2=3,61)

S_F — коэффициент безопасности, S_F=1,75

Находим отношения

Дальнейший расчет следует вести для зубьев той шестерни или колеса, для которых данное отношение меньше, тогда

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Допускаемое напряжение

Диаметр выходного конца вала двигателя при можно определить как

Выбранный двигатель имеет вал диаметром 48 мм, что удовлетворяет расчетам.

Диаметры концов валов при

Диаметры остальных участков вала назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Проверка прочности валов в опасных сечениях

Проверку прочности валов проведем после предварительного этапа компоновки редуктора.

Для изготовления валов была выбрана сталь 45, для которых, причем

а) Расчетная схема первого вала приведена на рис. 1.

a=46,5 мм, b=389,5 мм.

Определяем реакции опор, составляя уравнения равновесия сил и моментов

Из полученной системы определяем реакции опор

Схема действия сил на вал с учетом их действительных направлений приведена на рис. 1. Построим эпюры силовых факторов, рассматривая действующие на вал силы для каждой плоскости раздельно и изображая их в плоскости рисунка.

Силы, действующие в плоскости YAX, вызывают в произвольном сечении вала поперечную силу Q_y и изгибающий момент M_х. Силы, действующие в плоскости ZAX, вызывают в произвольном сечении вала поперечную силу Q_z и изгибающий момент M_y. Пары сил с моментами M₁ и М₂ вызывают кручение.

На основании построенных эпюр произведем проверку прочности в опасном сечении вала.

где M_ИЭ — приведенный изгибающий момент, вызывающий такое же действие, как и одновременное действие силовых факторов M_И и T;

М_КЭ — приведенный крутящий момент, вызывающий такое же действие, как и одновременное действие силовых факторов М_К и Q.

б) Расчетная схема второго вала приведена на рис. 2. a=46,5 мм, b=101,5 мм, С=288мм.

Определяем реакции опор, составляя уравнения равновесия сил и моментов

Из полученной системы определяем реакции опор

Составим схему действия сил на вал с учетом их действительных направлений. Построим эпюры силовых факторов, рассматривая действующие на вал силы для каждой плоскости раздельно и изображая их в плоскости рисунка.

На основании построенных эпюр произведем проверку прочности в опасном сечении вала. Опасными сечениями могут быть сечения вала, в которых действуют моменты М₁ и М₂, поэтому проведем проверку для обоих сечений.

Первое сечение:

Проверка прочности:

Второе сечение:

Проверка прочности:

в) Расчетная схема вала приведена на рис. 3. a=148мм, b=169,5 мм, С=118,5 мм.

Определяем реакции опор, составляя уравнения равновесия сил и моментов

Из полученной системы определяем реакции опор

Составим схему действия сил на вал с учетом их действительных направлений. Построим эпюры силовых факторов, рассматривая действующие на вал силы для каждой плоскости раздельно и изображая их в плоскости рисунка. На основании построенных эпюр произведем проверку прочности в опасном сечении вала. Опасными сечениями могут быть сечения вала, в которых действуют моменты М₁ и М₂, поэтому проведем проверку для обоих сечений.

Первое сечение:

Проверка прочности:

Второе сечение:

Проверка прочности:

г) Расчетная схема вала приведена на рис. 4. a=317,5 мм, b=118,5 мм.

Определяем реакции опор, составляя уравнения равновесия сил и моментов

Из полученной системы определяем реакции опор

Составим схему действия сил на вал с учетом их действительных направлений. Построим эпюры силовых факторов, рассматривая действующие на вал силы для каждой плоскости раздельно и изображая их в плоскости рисунка.

На основании построенных эпюр произведем проверку прочности в опасном сечении вала:

Проверка прочности:

5. Проверка долговечности подшипников.

а) Для первого вала: d=50мм, Z_A=1268Н, Y_A=2903Н, Z_B=218Н, Y_B=-23H.

В соответствии с этим выбираем подшипник легкой серии 80 210 ГОСТ 8338–75: d=50мм, D=90мм, B=20мм, С=35,1кН, С₀=19,8кН.

Произведем проверку долговечности подшипника.

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

P_Э=PrVK_БK_T,

где V=1, К_т=1, К_Б=1,3.

Вычисление ведем для наибольшей нагрузки P_rA=3168H, тогда

Расчетная долговечность (миллионы оборотов):

Расчетная долговечность (часы):

что больше установленных ГОСТ 16 162–85, т.к. для зубчатых колес ресурс работы подшипников может превышать 36 000 часов, но не должен быть менее 10 000 часов.

б) Для второго вала: d=55мм, Z_A=2894Н, Y_A=-2804Н, Z_B=1116Н, Y_B=-2456H.

В соответствии с этим выбираем подшипник легкой серии 80 211 ГОСТ 8338–75: d=55мм, D=100мм, B=21мм, С=43,6кН, С₀=25кН.

Произведем проверку долговечности подшипника.

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

P_Э=PrVK_БK_T, где V=1, К_т=1, К_Б=1,3.

Вычисление ведем для наибольшей нагрузки P_rA=4030H, тогда

Расчетная долговечность (миллионы оборотов):

Расчетная долговечность (часы):

что больше установленных ГОСТ 16 162–85.

в) Для третьего вала: d=95мм, Z_A=4657Н, Y_A=-2043Н, Z_B=8243Н, Y_B=-17117H.

В соответствии с этим выбираем подшипник легкой серии 80 119 ГОСТ 8328–75: d=95мм, D=145мм, B=24мм, С=60,5кН, С₀=41,5кН.

Произведем проверку долговечности подшипника.

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

P_Э=PrVK_БK_T, где V=1, К_т=1, К_Б=1,3.

Вычисление ведем для наибольшей нагрузки P_rA=18998H, тогда

Расчетная долговечность (миллионы оборотов):

Расчетная долговечность (часы):

что больше установленных ГОСТ 16 162–85.

г) Для четвертого вала: d=170мм, Z_A=44 124Н, Y_A=48 842Н, Z_B=-34 184Н, Y_B=-21542H.

В соответствии с этим выбираем подшипник особо легкой серии 1 000 134 ГОСТ 8338–75: d=170мм, D=260мм, B=42мм, С=126кН, С₀=127кН.

Произведем проверку долговечности подшипника.

Суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

P_Э=PrVK_БK_T, где V=1, К_т=1, К_Б=1,3.

Вычисление ведем для наибольшей нагрузки P_rA=65821H, тогда

Расчетная долговечность (миллионы оборотов):

Расчетная долговечность (часы):

что больше установленных ГОСТ 16 162–85.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23 360–78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

где d — диаметр вала;

h — высота;

t₁ — глубина паза вала;

l — длина;

b — ширина.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице .

а) Первый вал: d=55мм, выбираем шпонку 16×10, l=45мм, t₁=6мм

Конец первого вала: d=48мм, выбираем шпонку 16×10, l=45мм, t₁=6мм

.

б) Второй вал: d=60мм, выбираем шпонку 18×11, l=60мм, t₁=7мм

в) Третий вал: d=100мм, выбираем шпонку 28×16, l=138мм, t₁=10мм

г) Четвертый вал: d=170мм, выбираем шпонку 45×25, l=260мм, t₁=15мм

Конец первого вала: d=166мм, выбираем шпонку 45×25, l=270мм, t₁=15мм

.

электродвигатель редуктор подшипник вал

7. Выбор сорта масла

Смазка зубьев колес, расположенных в закрытом корпусе, осуществляется окунанием колес в масло на глубину 5 мм, т.к. окружная скорость колес менее 4м/с. Объем заливаемого масла 4,5л. Применяется масло индустриальное марки И-30А по ГОСТ 20 799–75.

Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипники при сборке. Сорт смазочного материала — солидол марки УСС-2 по ГОСТ 4366–64.

Красновский Е.Я., Дружинин С. А., Филатова Е. М. «Расчет и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем» .-М.:Высш.школа, 1983.

Столбин Г. Б. Жуков К.П. «Расчет и проектирование деталей машин» .: Высш. школа, 1978.

Гуэенков П.Г. «Детали машин» .-М.: Высшая школа, 1982.

ПервицкиЙ Ю.Д. «Расчет и конструирование точных механизмов. -Л.: Машиностроение, 1976.

" Расчет и конструирование точных механизмов. Атлас конструкций для курсового проектирования и выполнения контрольных работ для студентов-заочников высших учебных заведений. -М.: Высшая школа, 1976.

Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в 3-х т. М.: Машиностроение, 1978.

Соломенцев Ю.М. «Промышленные роботы в машиностроении. Альбом схем и чертежей» — М.: Машиностроение, 1987.