Привод механизма поворота крана

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

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 n_рм.

n_рм= ;

где V- скорость поворота, об/мин;

n_рм= об/мин;

Определим угловую скорость по формуле:

ω _рм= ;

ω _рм =

P_pm=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:

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

4AM71A2У3

2840

4АМ71В4У3

1390

4АМ80А6У3

915

4AM90LA8У3

700

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

u= u_ЗП ·u_ОП

u_зп= 25;

u_оп= 10;

u=25· 10=250;

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

n_рм=3,821

. 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=;

. Определяем передаточные числа ступеней привода

u_оп=u/u_зп u_зп=const=25

u_зп=u/u_опu_оп=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 u_{пр. ф}:

u_{пр. ф.} =  ·u;

u_{пр. 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 Р_ном=0,75кВт n_ном=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, σ_в = 900 H/мм², σ_т= 750 H/мм²

. Определяем скорость скольжения:

ʋ_s = м/с

. В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем сравнительно дешевую бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья; σ_в = 530 H/мм², σ_т= 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=250-25ʋ_s=250-25*2,20=195 H/мм².

привод червячный передача редуктор

б) Коэффициент долговечности

K_FL=,

где наработка N=574ω₂L_h=574*3,828*10000=21,9*10 ⁶ циклов.

Тогда K_FL==0,71.

Для нереверсивной передачи

[σ]_F=(0,08σ_в+0,25σ_т)K_FL=(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

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 [3] 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+;

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 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: σ_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;

.Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса σ_F, Н/мм²:

σ_F=0,7Y_F2≤[σ]_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/cos³γ

;

;

Y_F2=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 σ_н, 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

                  F_м1=50…125=

…125=

,02…342,55F_м2=250=250=

3094,3

Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора

.1 Выбор материала валов

Марка стали 40Х

σ_В=900 σ_Т=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,

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

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