Реферат Привод механизма поворота крана

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Курсовая работа Дипломная работа Контрольная работа Реферат Отчет по практике Эссе Доклад Решение задач Научно-исследовательская работа Монография Аспирантский реферат Магистерская работа Научная статья Публикация статьи в ВАК Публикация статьи в Scopus Дипломная работа MBA Бизнес-план Тест/экзамен online Чертеж Рецензия

Принимаю Политику конфиденциальности

Продолжить

Скидка 25% при заказе до 4.2.2025

Содержание Введение 1. Срок службы приводного устройства. 6 2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода. 6 4. Определяем передаточное число привода и его ступеней: 7 3 Выбор материала зубчатой передачи. 12. 4. Расчёт червячной передачи. 16 1. Выбор материала. 16 2. Расчёт червячной передачи. 17 5. Расчёт валов редуктора. 23 6. Предварительный выбор подшипников. 25 7. Расчёт нагрузки валов редуктора. 26 8. Схема нагружение валов редуктора. 27 9. Построение эпюр крутящих изгибающих моментов. 28 1. Быстроходный вал (червяка): 28 2. Тихоходный вал (колеса): 29 10. Проверочный расчёт подшипников. 32 1. Для быстроходного вала (червяка): 34 2. Для тихоходного вала(колеса) 36 11. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 40 12. Выбор шпоночных соединений. 43 13. Проверочный расчёт валов. 44 14. Выбор смазочного масла и устройства смазывание. 50 15.Тепловой расчёт редуктора. 50 16. Выбор муфты. 51 17. Расчет технического уровня редуктора…………………………………….49 Список литературы. Приложения.
						ДМ 04.02.000
		№ докум.		Подп.	Дата
Разраб.						Привод механизма поворота крана	Лит.			Лист	Листов
Пров.								у
							ИПФ 3 курс  2  группа

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать закрытую передачу (червячный редуктор), открытую передачу (цилиндрическую) для привода механизма поворота крана, а также подобрать подшипники скольжения, муфту, двигатель.


Привод механизма поворотного крана
Привод к шнеку-смесителю

1 — поворотная колона; 2 — механизм изменения вылета; 3 — двигатель; 4 — механизм подъема; 5 — упругая муфта со звездочкой; 6 — червячный редуктор; 7— цилиндрическая зубчатая передача. I, II, III, IV — валы, соответственно, — двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Исходные данные:                                                                            табл.1

Момент сопротивления вращению Т, кН·м	1,9
Скорость поворота, V м/с	0,08
Диаметр колонны, D мм	420
Допускаемое отклоне­ние скорости поворота крана δ, %	5
Срок службы привода Lh , лет	5

1. Срок службы приводного устройства.

L

L

t

L

L

t

L

L

L

L

2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода.

P

P

= ;

= об/мин;

= ;

= ;

P

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]:

=0,9

=0,98;

=0,99;

=0,98;

,кВт:

*=;

= кВт;

u

n

P

4У3 =920 об/мин;

d

зп

n

n

n

n

n

nΔn

n

u

u

n

n

u

=;

u

u

u

u

= ;

u

u

u

;

Параметр		Вал	Последовательность соединения элементов  привода по кинематической схеме.
			дв оп→ зп→ м→ рм
Мощность Р, кВт		дв Б T рм	P=0,56 P= P  η=1 ·0,98 ·0,99=0,97 P= P η η=0,97 ·0,8 ·0,99=0,77 P= P · ·=0,77·0,94·0,98=0,71
Частота вращения n об/мин	Угловая скорость ω 1/c	дв	n=920	ω== =
		Б	n= n=920	ω= ω=96,3
		Т	n==	ω==
		рм	n=	ω=
Вращающий мамент Т, Н·м		Дв Б Т рм	Т==; Т= Т  η  η=10,38·0,98·0,99=10,07; Т= Т u η η=10,07·25·0,8·0,99=199,386; Т= Т  u η η=199,386·10·0,94·0,98=1836,7;

3 выбор материала зубчатой передачи

1.Материалы для шестерни и колеса. Учитывая, что передача открытая, тихоходная и по условию габариты её не оговариваются, принимаем по табл. 6.4 при твёрдости НВ 350:

         для шестерни – сталь 45, термообработка- улучшение; = 390 МПа(считаем, что диаметр заготовки шестерни до 100 мм), средняя твёрдость  НВ=208;

         для колеса - сталь 45, термообработка- улучшение; = 300 МПа (при диаметре заготовки до 350 мм), средняя твердость НВ=186.

         Для материала шестерни =188 МПа;

         Для материала колеса =167 МПа.

         Шестерни =4,07 при =20

          Колеса =3,6 при =204

                               МПа,

                               МПа,

     а) коэффициент ширины венца колеса  =0,4 (табл 6.9);

     б) коэффициент неравномерности нагрузки при расположении вала на шариковых опорах и консольном расположении колес =1,37 (табл 6.10);

    

мм

мм

мм

мм

мм

           колесамм

           шестерни мм

м/

<5 м/с принимаем коэффициент динамической нагрузки

МПа.

МПа.

4. Расчёт червячной передачи

1. Выбор материала.

          По табл. 3.1 [3] при мощности Р1кВт червяк и колесо изготавливается из Сталь 45 с твёрдостью 45

;

u

 м/с;

;

=;

=;

2. Расчёт червячной передачи

1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние , мм:

 =61

Где Т-вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м, см. табл. 2.2;

[σ]-допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/ мм, см. табл.4.1;

=61

=95 мм;

z

u

z

z

z

u

z

= (1,5…1,7);

= (1,5…1,7) · = 2,85…3,23 мм;

z

х= (/

z

х= () – 0,5· (12,5+50)=0,42;

u

u

=;   Δ

u

=;   Δ

8. Определить фактическое значение межосевого расстояния , мм:

=0,5

z

=0,5·3· (12,5+ 50+2·0,42)=95 мм;

d

d

d

d

d

d

d

d

d

d

Делительный угол подъема линии витков =

();

          =

()=9°

b

z

При х0, С=0;

b

b

d

d

mz

d

d

d

d

d

d

d

d

d

d

d

z

b

355 ;

b

R

d

R

R

d

R

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

sin δ=;

sin δ=;

;

;

;

;

;

     где , окружная сила на колесе, Н;

 Н;

;

;

=0,2883 принимаем К=1;

;

=233,74<[]=240;

=57,43

Параметры	Допускаемые значения		Расчётные значения
Коэффициент КПД				0,84
Контактное нагружение  σн, Н/мм2		240		233,74
Напряжения изгиба F, Н/мм2		67,3		57,43

Параметры	Значения	Параметры	Значения
межосевое расстояние , мм	95	Ширина зубчатого венца b2 мм	33,725
модуль зацепления m , мм	3	Длина нарезной части b1 мм	42,99
коэффициент диаметра червяка q	9	Диаметры червяка
		Делительный d1 мм	37,5
Делительный угол  град.	106°8	Начальный d мм	40
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 град.	96°58’	Вершин витков d мм	43,5
число витков червяка z	2	Впадин витков d мм	30,3
зубьев червячного колеса z2	50	Диаметры колеса
		Делительный d2=d мм	150
		Вершин зубьев d мм	158,52
		Впадин зубьев d мм	145,32
		Наибольший d мм	163,02

5. Расчёт валов редуктора.

Ступени валов и её размеры		Вал – червяка	Вал - колеса
1 – ая под элемент открытой передачи	d1	; где Mk=T1
		принимаем: d1=18 мм	принимаем: d1=30 мм
	l1
		принимаем: l1= 7 7 мм	принимаем: l 1 =40мм, т.к. под муфту
2 – ая под уплотнение крышку с отверстием и подшипником	d2	, где t – высота буртика t=2   табл7.1 [3]
		Округляем до диаметра внутреннего кольца подшипника по табл. К27-К30, принимаем: d 2 =25 мм	Округляем до диаметра внутреннего кольца подшипника по табл. К27-К30, принимаем: d 2 =45 мм
	l 2		принимаем:l2=56 мм
3 – ая под шестерню, колесо	d 3	,где r - фаски подшипника по табл. 7.2[3] r =1,6
		принимаем:d3=30 мм	принимаем:d3=50 мм
	l 3	Определяется графически при эскизной компоновки

4 – ая под подшипник	d 4
	l 4	, где В=17мм, С=1,0 мм по табл. 10.8[3]	, где T=21 С=1,6 мм по табл. 10.8[3]
5 – ая упорная или под резьбу	d5	-//-	, где f по табл.7.1[3] f=2
			принимаем:d5=53 мм
	l 5	-//-	Определяется графически

          ,      принимаем:

          ,       принимаем:

6. Предварительный выбор подшипников.

7. Расчёт нагрузки валов редуктора

Вид передачи	Силы в зацеплении	На червяке	На колесе
Червячная	Окружная
	Радиальная
	Осевая

Муфта	-//-	На тихоходном валу

8. Схема нагружение валов редуктора

1. Быстроходный вал (червяка):

;

;

;

                                        

;

;

;

;

;

;

;

;

;

d₂ = 0,2 м;

;

;

H;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

10. Проверочный расчёт подшипников.

1. Для быстроходного вала (червяка):

;

;

Определяем отношение ;

;

;

          по соотношению <

, >

:           

:  

;

:  Н;

:  Н;

С_гр  С

: 8458  22000;

: 77783,3 22000;

: ч.;

: ч.;

 

: 14600 126,889;

: 14600 44585,8;

Определяем отношение ;

;

;

          по соотношению <

, >

:      ;

:   ;

:  Н;

:  Н;

С_гр  С

: 7188,82 42700;

: 36950,8 42700;

: ч.;

: ч.;

 

: 14600 55081,71;

: 14600  236313,3;

;

 мм;

                                2. Для тихоходного вала(колеса)

;

;

          Определяем отношение ;

;

;

          по соотношению <

, >

:      ;

:   ;

:  Н;

:  Н;

С_гр  С

: 7188,82 42700;

: 36950,8 42700;

: ч.;

: ч.;

 

: 14600 55081,71;

: 14600  236313,3;

;

 мм;

11. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

;

;

100 а_ω160

;

;

12. Выбор шпоночных соединений

;

          Где – окружная сила на колесе, Н;

Тогда получим:                       ;

 МП;.

 МПа;

Проверяем: s_см < [s]_см;
Тихоходный вал (под червячное колесо):

При стальной ступице [s]_см = 110-190 МПа.

Передаваемый момент Т = 112,068 Н×
м.

 МПа;
Проверяем: s_см < [s]_см;
Тихоходный, вал колеса (под муфту):

[s]_см = стальной ступице 110-190 МПа.

Передаваемый момент Т = 247,8 Н ×
м.

 МПа;
Проверяем: s_см < [s]_см;

13. Проверочный расчёт валов.

I Быстроходный вал:

а) шпоночное соединение:
1. Определяем напряжение в опасных сечениях  вала:

;

          где М – суммарный изгибающий момент;

                 W_нетто  - осевой момент сопротивления сечения вала;
;

 мм³;
Н/мм²;

2. Определяем амплитуду цикла:

;

          где       W_ρнетто  =;
W_ρнетто  = мм³;
 Н/мм²;
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:

(К_σ)_D = ;

(К_τ) = ;
где К_σ, – коэффициенты концентрации напряжения, 1,6 по табл. 11.2[3];

 К_τ – коэффициенты концентрации напряжения, 1,4 по табл. 11.2[3]

                 К_d – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,77 по табл. 11.3[3];

                 К_F– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл. 11.4[3];

                         К_у – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 2,4 по табл. 11.5[3];
(К_σ)_D = ;

(К_τ) = ;

4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:

;                                   ;

где σ_-1 = 260Н/мм² табл. 3.2[3];
 τ_-1  0,58 σ_-1=150,8 Н/мм²;

 Н/мм²;                                  Н/мм²;

5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

;                              ;
;                              ;

6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
;

где [s] = 2,1;
;

б) вал червяка:

1. Определяем напряжение в опасных сечениях  вала:

мм³;
 Н/мм²;
2. Определяем амплитуду цикла:
W_ρнетто  = мм³;
 Н/мм²;
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:

где К_σ, – коэффициенты концентрации напряжения, 2,15 по табл. 11.2[3];

 К_τ – коэффициенты концентрации напряжения, 2,1 по табл. 11.2[3];

                 К_d – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,77 по табл. 11.3[3];

                 К_F– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл.

11.4[3];
                         К_у – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 2,4 по табл. 11.5[3];
(К_σ)_D = ;

(К_τ) = ;

4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ_-1 = 260Н/мм² табл. 3.2[3];

 τ_-1  0,58 σ_-1=150,8 Н/мм²;

;                                     ;

5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
 Н/мм²;                              Н/мм²;

6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
;
;
II Тихоходный вал:

а) шпоночное соединение(под колесо):
1.     Определяем напряжение в опасных сечениях  вала:
 
мм³;
 Н/мм²;
2. Определяем амплитуду цикла:
W_ρнетто  =
мм³;
 Н/мм²;
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:
где К_σ, – коэффициенты концентрации напряжения, 1,6  по табл. 11.2[3];

 К_τ – коэффициенты концентрации напряжения, 1,4 по табл. 11.2[3]

                 К_d – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,70 по табл. 11.3[3];

                 К_F– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл. 11.4[3];

                         К_у – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 1,6 по табл. 11.5[3];
(К_σ)_D = ;

(К_τ) = ;
4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ_-1 = 260 Н/мм² табл. 3.2[3];

 τ_-1  0,58 σ_-1=150,8 Н/мм²;

 Н/мм²;                                     Н/мм²;

5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
;                                   ;

6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

;

;
б) шпоночное соединение(под муфту):
2.     Определяем напряжение в опасных сечениях  вала:
 
мм³;
 Н/мм²;

2. Определяем амплитуду цикла:
W_ρнетто  = мм³;
 
Н/мм²;
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:
где К_σ, – коэффициенты концентрации напряжения, 1.6  по табл. 11.2[3];

 К_τ – коэффициенты концентрации напряжения, 1,4 по табл. 11.2[3]

                 К_d – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,70 по табл. 11.3[3];

                 К_F– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл. 11.4[1];

                         К_у – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 1,6 по табл. 11.5[3];
(К_σ)_D = ;

(К_τ) = ;
4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ_-1 = 260 Н/мм² табл. 3.2[3];

 τ_-1  0,58 σ_-1=150,8 Н/мм²;

;                                ;

5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
;                                  ;

6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

;
;

14. Выбор смазочного масла и устройства смазывание.

Смазочное масло выбираем зависимости от скорость скольжения в зацеплении V_S = 2,4 м/с, и контактного напряжения s_Н = 253,5 Н/мм. По таблице 10.29 из [3] выберем масло  И-Т-Д-460.

          Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец червячного колеса был в него погружен на глубину h_м:
h_{м max} £ 0.25d₂ = 0.25×160 = 40 мм;

h_{м min} = 2,2×m = 2,2×5 = 11 мм;
Определим необходимый объем масляной ванны из расчета, что  0,5-0,8 литра на 1 кВт передаваемой мощности:  0,6 – 0,96 литра.[1]

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Масло попадая на витки червяка с червячного колеса ,отбрасывается на сборник стекая с него в трубку , а затем по трубке через просверленные отверстие попадает в полости подшипника.

15.Тепловой расчёт редуктора.

Проверка температуры масла в редукторе t_M, которая не должно превышать допускаемое [t_M] = 80…95°С:

;
где Р₁ – мощность на быстроходном валу, Вт, 0,97кВт см. табл. 2.2

                 t_B = 20°C;

                 η – КПД редуктора, 0,84, см. табл. 4.2;

       К_t – коэффициент теплопередачи, 9…17 Вт/(м²·град);

       К_t = 13 Вт/(м²·град);

       А – площадь теплоотдающей поверхности редуктора, определяем в зависимости от а_w
= 100 мм, по табл. 11,6 [3]:


                 А = 0,24 м²:

;

Проверяем:

80°C<84°C <95°C;

16. Выбор муфты.

Исходные данные известные из предыдущих расчетов:

-         вращающий момент на валу  Т₂ = 258,12 Н×м;

-         угловая скорость ω=4,65 рад/с;

-         диаметр участка вала  d = 40 мм.
Для данных параметров наиболее подходящая муфта цепная однорядная, выбираем по таблице К26 из [3] (ГОСТ 20742-81):

Отверстие:

d1=40 мм

Lцил =82 мм

Габаритные размеры:

D=200 мм

Lцил=222 мм

Смещение оси валов не более:

Радиальное Δr	угловое Δγ	С
0,2	1°	1,8

17. Расчет технического уровня редуктора.

1. Определяем массу редуктора:

;

где ρ – плотность чугуна, 7,4·10³ кг/м³;

 φ – коэффициент заполнение, 8,6 рис. 12.3[3];

           d₁,d₂ – делительные диаметры, см. табл. 4.3;

кг;

2. Определим технический уровень редуктора:

;

где Т₂ – крутящий момент, см. табл. 2.2

;

т.о. по табл. 12.1[3] определяем что технический уровень редуктора является средним, в большинстве случаев производство экономически не оправдано


Список литературы

1.     Чернавский С.А., Боков К. Н., Чернин М. И. и др. /Курсовое проектирование деталей машин./, 3-е изд. - М.: «Альянс», - 2005. – 416 с.

2.     Чернилевский Д. В., /Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования./, 3-е изд. – М.: «Машиностроение», - 2004. – 560 с.

3.     Шейнблит А. Е., /Курсовое проектирование деталей машин./, 2-е изд. перераб. и дополн. – Калининград: «Янтар. сказ» - 2002. – 254 с.