Проектный расчет привода поворота крана

Министерство образования и науки РФ

Федеральное государственное бюджетное

образовательное учреждение высшего образования

«Тульский государственный университет»

Политехнический институт

Кафедра «Проектирование механизмов и деталей машин»

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине:

«Детали машин и основы конструирования»

на тему:

«Проектный расчет привода поворота крана»

Выполнил: студент гр. 620761 ________________________ Гудков К.В.

Проверил: доц. каф. ПМДМ _________________________ Судаков С.П.

Тула, 2018г.

Глава 1. Кинематический расчет привода

Цель: определить ресурс приводного устройства, подобрать электромотор, определить мощность, частоту вращения, крутящие моменты и угловые скорости на всех валах двигателя.

Срок службы (ресурс) определим по формуле

где принимаем Lг=6 лет – срок службы привода, Кг=0,9 – коэффициент годового использования, tс=8 часов – продолжительность смены, Кс=0,6 – коэффициент сменного использования, =2

тогда

Двигатель выбирают по требуемой мощности и по частоте вращения вала двигателя. Подберем двигатель по требуемой мощности

где =0,8 – КПД червячной передачи,

=0,935 – КПД открытой цилиндрической передачи,

=0,98 - КПД упругой муфты,

=0,98 - КПД пары подшипников качения,

По таблице К9 из пособия А.Е. Шейнблита выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном=0.75 кВт так как двигателей с P=0.57 кВт не имеется. Варианты двигателей приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1.

Варианты двигателей серии 4А

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

где, скорость рабочей машины, м/с; D – диаметр поворотной колонны, мм.

Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов двигателя при заданной номинальной мощности Рном=3 кВт.

Передаточное число привода определяется:

Значит из 4 вариантов выбираем 3 вариант с частотой вращения 1500 об/мин.

Мотор подобран по двум критериям. Передаточное отношение редуктора и открытой передачи рассчитаны и представлены в таблице 1.2.

Таблица 1.2.

Подобранный мотор

Рассчитанные параметры занесем в таблицу 1.3

Таблица 1.3.

Силовые и кинематические параметры привода

Глава 2. Эскизное проектирование червячного редуктора

Цель: выбрать материал, твердость и термообработку червячной передачи, определить допускаемые контактные напряжения и напряжения на изгиб, выполнить проектный и проверочный расчет редукторной пары

Выбираем марку стали для червяка и марку бронзы(чугуна) для венца, определяем их механические характеристики.

Для червяка: сталь- 40ХН; термообработка-улучшение;

= 630 МПа; =800Мпа; твердость: 248.5 НВ.

Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Для венца: бронза- ЛЦ23А6Ж3Мц2; = 260 МПа; = 400 МПа.

Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Рассчитанные параметры занесем в таблицу 2.1

Таблица 2.1

Механические характеристики материалов червячной передачи

2.1 Проектирование червячной передачи

Принимаем

Так как передаточное число редуктора то принимаем

Принимаем m=4

Принимаем q=11.2

Так как придельный допуск , то данное количество зубьев нам не подходит. Принимаем

Проверочный расчет.

- угол подъема линии витков червяка, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения.

Принимаем

:

Данный коэффициент принимается в зависимости от окружной скорости колеса

Принимаем K=1

Недогрузка в данном случае составляет 11% что допускается

Следовательно, условие выполнилось.

Принимаем

Следовательно, условие сошлось.

Рассчитанные параметры занесем в таблицы 2.3 и 2.4

Таблица 2.3.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Таблица 2.4.

Проверочный расчет

2.2 Проектный расчет валов

Цель: выбрать материал валов, выбрать допускаемые напряжения на кручение, выполнить проектные расчет валов.

Для валов используем Сталь 40ХН. Термообработка – улучшение: σв = 800МПа Допускаемые значения напряжений на кручение применяем:

для быстроходных валов –

для тихоходных валов - .

; ; .

; ; .

2.3 Подбор подшипников качения для валов редуктора

Цель: выбрать тип подшипника

В соответствии с таблицей К28 в пособии А. Е. Шейнблита определим тип, серию и схему установки подшипников. Эскиз представлен на рисунке 2.1. Параметры подшипников приведены в таблице 2.5

Рисунок 2.1. Эскиз подшипников.

Таблица 2.5.

Параметры подшипников.

2.4 Расчет значений зазоров между внутренними элементами редуктора

Согласно рекомендациям из пособия принимаем зазоры равные х=10 мм. Зазор для картера рассчитаем по формуле: 5х=510=50 мм

2.5 Разработка эскизного проекта червячного редуктора

Эскизный проект редуктора представлен в приложении 1.

Глава 3. Подбор соединительной муфты

Цель: выбрать соединительную муфту по крутящему моменту вала.

Для передачи вращающего момента с выходного вала на вал рабочей машины выбираем муфту упругую со звездочкой (ГОСТ 27365 – 87). Эскиз муфты изображен на рисунке 3.1. Параметры представлены в таблице 3.1.

Рисунок 3.1. Эскиз муфты упругой втулочно-пальцевой.

Таблица 3.1.

Параметры муфты.

Глава 4. Проектирование открытой передачи.

4.1 Проектирование открытой передачи.

Выбираем марку стали для редуктора и определяем ее механические характеристики.

Для обоих колес выбираем марку стали 40ХН; термообработка-улучшение;

= 630 МПа; =800Мпа; твердость: 248.5 НВ.

Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения.

Рассчитанные параметры занесем в таблицу 4.1

Таблица 4.1

Механические характеристики материалов червячной передачи

2.1 Проектирование зубчатой передачи

Принимаем

Принимаем m=2 так как передача открытая и у нее повышен износ

Таблица 4.2

Проверочный расчет.

Следовательно, условие выполнилось.

Для колеса :

Следовательно, условие сошлось.

Для шестерни :

Следовательно, условие сошлось.

Рассчитанные параметры занесем в таблицы 4.3 и 4.4

Таблица 4.3.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Таблица 4.4.

Проверочный расчет

Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора на усталостную выносливость.

Цель: определить силы в зацеплении редукторной передачи, определить консольные силы, построить силовую схему нагружения валов.

5.1 Разработка расчетных схем валов редуктора

Рассчитаем значения сил в зацеплении. Данные представлены в таблице 5.1.

Таблица 5.1.

Рассчитаем значения сил в открытой передаче. Данные представлены в таблице 5.2.

Рассчитаем силу в муфте:

Силовую схему нагружения валов представлена в приложении 2.

5.2 Определение значений реактивных сил в опорах валов редуктора.

Входной вал:

Горизонтальная плоскость xOz

1.

2.

3.Изгибающие моменты

Вертикальная плоскость yOz

1.

2.

3. Изгибающие моменты

Проверим условие

Построим эпюры крутящего момента T, сил Q и момента M для быстроходного вала в плоскостях zOx и zOy.

Выходной вал:

Горизонтальная плоскость yOz

1.

2.

Изгибающие моменты

Вертикальная плоскость yOx

1.

2.

Изгибающие моменты

Проверим условие

Построим эпюры крутящего момента T, сил Q и момента M для быстроходного вала в плоскостях yOz и yOx

5.3 Определение опасных сечений на валах редуктора

В механике под опасными сечениями понимают те сечения, в которых суммарные напряжения от всех видов нагружения вала.

На быстроходном валу опасным будем считать сечение 3.

На тихоходном валу опасным будем считать сечение 3.

5.4 Определение коэффициента запаса усталостной выносливости в опасных сечениях валов редуктора

Быстроходный вал:

Рассмотрим сечение, проходящее под червяком. Концентрация напряжений обусловлена ступенчатым переходом галтелью между диаметром впадин червяка и диаметром ступени.

Материал вала 40ХН, В = 890 МПа

Пределы выносливости:

Суммарный изгибающий момент: Ми = 30108,5 Н·м. Из пособия А.Е Шейнблит находим: , .

Коэффициенты:

Определяем напряжения:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Общий коэффициент запаса прочности

Проверка сошлась.

Тихоходный вал:

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженым с гарантированным натягом.

Материал вала 40ХН, В = 890 МПа

Пределы выносливости:

Суммарный изгибающий момент: Ми = 367380 Н·м. Из пособия А.Е Шейнблит находим: , .

Коэффициенты:

Определяем напряжения:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Общий коэффициент запаса прочности

Проверка сошлась.

Глава 6. Проверочные расчеты подшипников качения валов редуктора по динамической нагрузке

Цель: Определить эквивалентную динамическую нагрузку подшипников, проверить подшипники по динамической грузоподъемности, определить расчетную долговечность подшипников.

6.1 Проверочные расчеты подшипников входного вала

Определяем наибольшую реактивную силу:

Делаем проверку по силе RA=Rr2

Нам известно:

Определим отношения:

По таблице из пособия определяем: e=0,34

По соотношению выбираем формулу для расчета эквивалентной динамической нагрузки .

Определяем динамическую грузоподъемность:

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника:

6.2 Проверочные расчеты подшипников выходного вала

Определяем наибольшую реактивную силу:

Делаем проверку по силе RD=Rr2

Нам известно:

Определим отношения:

По таблице из пособия определяем: e=0,31

По соотношению выбираем формулу для расчета эквивалентной динамической нагрузки .

Определяем динамическую грузоподъемность:

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника:

Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников приведены в таблице 6.1.

Таблица 6.1

Основные параметры подшипников.

Глава 7. Проверочные расчеты соединений “Вал-ступица”

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала и одна шпонка на быстроходном валу.

Условие прочности:

На венце:

Условие выполняется.

На колесе:

Условие выполняется.

На полумуфте:

Условие выполняется.

Глава 8. Проектирование корпуса редуктора и системы смазки

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 14 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

- соединяющих крышку с корпусом

Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет окунание червяка в масляную ванну. Объем масляной ванны

Рекомендуемое значение вязкости масла при м/с и контактном напряжении σН=476.5 МПа

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46. Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

Заключение

Во время работы над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

В курсовом проекте был выбран электродвигатель. Выполнены проектный и проверочные расчеты зубчатых передач. Все условия прочности выполняются. Были определены форма и размеры элементов корпуса редуктора. Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности. Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам. Проведен расчет на усталостную выносливость для наиболее опасных сечений валов. Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.

Список использованной литературы

1. В.И. Соловьев и др. Курсовое проектирование деталей машин. Методич. рекомендации изд. 2-е. - Новосибирск: НВОКУ, 1995. - 151 с.

2. А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш.шк., 1991. – 432 с.

3. ГОСТ 23360-78 Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1978.

4. ГОСТ 21424-75 Муфты упругие втулочно – пальцевые. Конструкция. Основные параметры и размеры. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1976.

5. ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1969.

6. ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1960.

7. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.

9. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.