Привод механизма передвижения мостового крана - Курсовая работа

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Пермский национально исследовательский политехнический университет Кафедра механики композиционных материалов и конструкций2.1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины Ррм, КВТ 2.1.2 Определяем общее КПД привода h=hзпhопhмh3пк где hз.п - КПД закрытой передачи [1, табл. 2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, КВТ Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=5,5 КВТ, применив для расчета четыре варианта типа двигателя: Табл. 2.1.2.2.1 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины npm , об/мин npm= v60*1000/?D npm= 1,65*60*1000\3.14*400=78,78 об\мин 2.2.2 Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pnom 2.2.3 Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Dnpm , об/мин 2.2.4 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [npm], об/мин Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода: uоп=uф/uзп; uоп=18/5=3,6 uзп=uф/uоп; uзп=18/3,6=5Тип двигателя: 4АМ112МЧУ3 Рном =5,5 КВТ nном =1445 об/мин Параметр Передача Параметр Вал закрытая (редуктора) открытая двигателя редуктора приводной рабочей машины3.1.[1] определяем марку стали: · для шестерни - сталь 45 : твердость 235…262 НВ · для колеса - сталь 40 : твердость 192…228 НВ Термообработка для шестерни - улучшение, для колеса - нормализация.N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. NH01=10,5*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни NH02=8,88*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колесаМеханические характеристики материалов зубчатой передачи3.1.[1] определяем марку стали: · для шестерни - сталь 40ХН : твердость 269…302 НВ · для колеса - сталь 40ХН : твердость 235…262 НВ Термообработка для шестерни и колеса - улучшение.N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. NH01=23,8*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни NH02=16,4*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса4.2.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм 4.2.2 Определяем модуль зацепления m, мм m?2KMT2103/d2b2[б]f 4.2.3 Определяем угол наклона зубьев ?min ?min=arcsin(3.5m/b2)=arcsin(3,5/36,4)=7,7° 4.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса 4.2.9 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм d1=MZ1/сos? d2=MZ2 /сos? делительный диаметр da1=d1 2m da2=d2 2m диаметр вершин зубьев df1=d1-2,4m df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев b1==b2 (2...4) b2= ? aaw ширина венца4.3.1 Проверяем межосевое расстояние aw=(d1 d2)/2 aw=(43,2 217)/2=130 мм 4.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес 4.3.3 Проверяем контактные напряжения БН, Н/мм2 4.3.3 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни БF1 и колеса БF2 , Н/мм2 KF - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1Параметр значение 1) межосевое расстояние aw мм 2) модуль зацепления m 3) ширина зубчатого венца: шестерни b1 мм колеса b2 мм 4) число зубьев: шестерни z1 колеса z2 5) диаметр делительной окружности: шестерни d1 мм колеса d2 мм 6) диаметр окружности вершин: шестерни da1 мм колеса da2 мм 7) диаметр окружности впадин шестерни df1 мм колеса df2 мм 8) вид зубьев 9) угол наклона зубьев ? ° 130 1,5 41 39 29 143 43,2 217 46,2 220 39,6 213,4 косые 7,75.1.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм 5.1.2 Определяем модуль зацепления m, мм m?2KMTPM103/d2b2[б]f 5.1.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса 5.1.5 Определяем число зубьев колеса 5.1.8 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм. d1=MZ1 d2=MZ2 делительный диаметр da1=d1 2m da2=d2 2m диаметр вершин зубьев df1=d1-2,4m df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев b1==b2 (2...4) b2= ? aaw ширина венца5.2.1 Проверяем межосевое расстояние aw=(d1 d2)/2 aw=(78 282)/2=180 мм 5.2.2 Проверяем пригодность заготовок колес 5.2.3 Проверяем контактные напряжения БН, Н/мм2 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни БF1 и колеса БF2 , Н/мм2 KF - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1Параметр значение 1) межосевое расстояние aw мм 2) модуль зацепления m 3) ширина зубчатого венца: шестерни b1 мм колеса b2 мм 4) число зубьев: шестерни z1 колеса z2 5) диаметр делительной окружности: шестерни d1 мм колеса d2 мм 6) диаметр окружности вершин: шестерни da1 мм колеса da2 мм 7) диаметр окружности впадин шестерни df1 мм колеса df2 мм 8) вид зубьев 180 2 56 54 39 141 78 282 82 286 73,2 277,2 прямыеОкружная Ft1= Ft2 Ft2=2T2*103/d2 Ft1= Ft2=1248 Н6.

Содержание

1. Срок службы привода

2. Выбор двигателя

2.1 Определение номинальной мощности двигателя

2.2 Определение передаточных чисел

2.3 Определение силовых кинематических параметров привода

2.4 Табличный ответ

3. Выбор материала зубчатых передач

3.1 Выбор материала закрытой зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.1.4 Табличный ответ

3.2 Выбор материала открытой зубчатой передачи

3.2.1 Выбор материала

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.2.4 Табличный ответ

4. Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1 Критерий технического уровня редуктора

4.2 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

4.3 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.4 Табличный ответ

5. Расчет открытой зубчатой передачи

5.1 Проектный расчет открытой зубчатой передачи

5.2 Проверочный расчет открытой зубчатой передачи

5.3 Табличный ответ

6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

6.2 Определение консольных сил

6.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида

7.1 Выбор материала валов

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

7.3 Определение геометрических параметров степеней валов

7.4 Предварительный выбор подшипников

7.5 Эскизная компоновка редуктора

7.6 Табличный ответ

8. Расчетная схема валов редуктора

8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

9.2 Табличный ответ

10. Проверочный расчет шпонок

10.1 Расчет шпонки колеса

10.2 Расчет шпонки быстроходного вала

10.3 Расчет шпонки тихоходного вала

11. Технический уровень редуктора

Список литературы

1. Срок службы привода редуктора

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле: Lh=365LRKRTCKCLC

Kr=20*12/365=0,658

Kc=6/8=0, 75

Lh=365*7*0,658*8*0, 75*2=20174 ч.

Lh - срок службы привода, лет;

Kr - коэффициент годового использования;

tc - продолжительность смены, ч. tc=8ч;

Kc - коэффициент сменного использования;

Lc - число смен

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Lh=20174*0, 85=17148