Файл: Курсовой проект по дисциплине оп. 02 Механика тема проекта Привод механизма передвижения мостового крана.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 29.11.2023
Просмотров: 99
Скачиваний: 5
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
= 0,98 - коэффициент полезного действия муфты,
= 0,99 - коэффициент полезного действия подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников)
= 0,98 - коэффициент полезного действия подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочего механизма одна пара подшипников*).
ηобщ= 0,96·0,94·0,98·0,992·0,98=0,85
1.4.3 Определение требуемой мощности электродвигателя
где
- требуемая мощность электродвигателя, Вт
- полезная мощность рабочего механизма, Вт
- общий коэффициент полезного действия привода,
На основании графика рабочего срока службы электродвигателя (рисунок 1.3), при сроке службы привода
= 3 года определяем номинальную частоту вращения вала электродвигателя nНОМ = 3000 об/мин.
Рисунок 1.3 – Зависимость рабочего срока службы электродвигателя от номинальной частоты вращения вала
с учетом условия
из таблицы К9 [1, с.406] выписываем тип электродвигателя 4АМ112М2УЗ с номинальной мощностью 
и частотой вращения вала 
Расчетная мощность электродвигателя
и частота вращения вала 
1.4.4 Частота вращения вала исполнительного механизма
для колес крана и других рабочих механизмов
,
где
- линейная скорость транспортера, м/с; v = 1,65 м/с
- диаметр приводного барабана, мм; D=500 мм.
1.4.5 Передаточные числа привода, закрытой и открытой передач
Общее передаточное число привода
Передаточное число закрытой передачи назначаем из рекомендуемого ряда чисел [1, табл. 2.3, с.45]
= 4
Передаточное число открытой передачи определяем по уравнению
1.5 Кинематический и силовой расчет валов привода
Силовые (мощность P и вращающий момент T) и кинематические (частота вращения n и угловая скорость ω) характеристики валов привода рассчитывают для каждого из четырех валов.
Мощность на валу №I (вал электродвигателя)
PI = PДВ=7500 Вт
Мощность на валу №II (быстроходный вал)
PII=PI ·ηМ ·ηПК= 7500 ·0,98 ·0,99=7276 Вт
Мощность на валу №III (тихоходный вал)
PIII=PII ·ηЗП ·ηПК= 7276 ·0,96 ·0,99=6988 Вт
Мощность на валу №IV (вал исполнительного механизма)
PIV=PIII ·ηОП ·ηПС= 6988 ·0,94 ·0,98=6506 Вт
Частота вращения вала №I (вал электродвигателя)
nI =nДВ= 496 об/мин
Частота вращения вала №II (быстроходный вал)
nII=nI = 496 об/мин
Частота вращения вала №III (тихоходный вал)
nIII=nII / uЗП= 496/4,0=124 об/мин
Частота вращения вала №IV (вал исполнительного механизма)
nIV=nIII / uОП= 124/1,5=83 об/мин
Угловая скорость вала №I (вал электродвигателя)
ωI=π·nI / 30=3,14рад·496об/мин / 30с/мин=52 рад/с
Угловая скорость вала №II (быстроходный вал)
ωII= π·nII / 30=3,14рад·496об/мин / 30с/мин=52 рад/с
Угловая скорость вала №III (тихоходный вал)
ωIII= π·nIII / 30=3,14рад·124об/мин / 30с/мин=13 рад/с
Угловая скорость вала №IV (вал исполнительного механизма)
ωIV= π
·nIV / 30=3,14рад·83об/мин / 30с/мин=8,6 рад/с
Вращающий момент на валу №I (вал электродвигателя)
TI=PI / ωI=7500 Вт / 52 рад/с=23,1 Н·м
Вращающий момент на валу №II (быстроходный вал)
TII=PII / ωII=7276 Вт / 97,86 рад/с=28 Н·м
Вращающий момент на валу №III (тихоходный вал)
TIII=PIII / ωIII=6988 Вт / 13рад/с=89 Н·м
Вращающий момент на валу №IV (вал исполнительного механизма)
TIV=PIV / ωIV=6508 Вт / 8,6рад/с=124,3 Н·м
Раздел 2 Проектирование элементов привода
2.1 Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора)
2.1.1 Выбор материала звеньев редукторной пары
а) Характеристики материала шестерни [1, табл. 3.2, с.53]
Группа стали – вторая
Марка стали – 40 ХН
Термообработка – улучшение + ТВЧ
Твердость заготовки 52 HRC
Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба соответственно принимаем равным KHL1 =1 и KFL1 =1
Базовое контактное напряжение [1, табл. 3.1, с.52]
[σ]H01= 14 HRC+ 170= 14·50 + 170= 870 МПа
Допускаемое напряжение изгиба
[σ]F01= 370 МПа
Допускаемое контактное напряжение
= KHL1 ·
= 870 МПа
Допускаемое напряжение изгиба
= KFL1 ·
= 370 МПа
б) Характеристики материала колеса
Группа стали – вторая
Марка стали – 40 ХН
Термообработка – улучшение + ТВЧ
Твердость заготовки 48 HRC
Коэффициенты долговечности KHL2 и KFL2 принимаем равными одному
Базовое контактное напряжение [1, табл. 3.1, с.52]
[σ]H02= 14* 48 + 170 = 730 МПа
Допускаемое напряжение изгиба
[σ]F02= 370 МПа
Допускаемое контактное напряжение
= KHL2 ·
= 730 МПа
Допускаемое напряжение изгиба
= KFL2 ·
= 370 МПа
2.1.2 Проектный и проверочный расчеты звеньев редукторной пары
Согласно кинематической схеме закрытая передача – это цилиндрическая косозубая передача.
1) Определяем межосевое расстояние колеса a
w (в миллиметрах):
Где
- межосевое расстояние, мм- вспомогательный коэффициент для косозубых передач Ка = 430
- 0.28 
0.36= 0.32- передаточное число редуктора (Uзп)- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса aw округляем до ближайшего из стандартного ряда чисел aw= 63 мм.
2) Определяем делительный диаметр колеса d2 (в миллиметрах)
= 101 мм
3) Определяем ширину венца колеса b2 (в миллиметрах):
4)Определяем модуль зацепления шестерни m (в миллиметрах)
Где вспомогательный коэффициент Km=5.8
- делительный диаметр колеса, мм
- ширина венца колеса, мм
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом Н/мм
5) Определяем угол наклона зубьев
6)Определяем число зубьев шестерни и колеса
= 0,99 - коэффициент полезного действия подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников) = 0,98 - коэффициент полезного действия подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочего механизма одна пара подшипников*).ηобщ= 0,96·0,94·0,98·0,992·0,98=0,85
1.4.3 Определение требуемой мощности электродвигателя
где
- требуемая мощность электродвигателя, Вт - полезная мощность рабочего механизма, Вт - общий коэффициент полезного действия привода, На основании графика рабочего срока службы электродвигателя (рисунок 1.3), при сроке службы привода
= 3 года определяем номинальную частоту вращения вала электродвигателя nНОМ = 3000 об/мин. Рисунок 1.3 – Зависимость рабочего срока службы электродвигателя от номинальной частоты вращения вала
с учетом условия
из таблицы К9 [1, с.406] выписываем тип электродвигателя 4АМ112М2УЗ с номинальной мощностью и частотой вращения вала Расчетная мощность электродвигателя
и частота вращения вала 1.4.4 Частота вращения вала исполнительного механизма
для колес крана и других рабочих механизмов
,где
- линейная скорость транспортера, м/с; v = 1,65 м/с
- диаметр приводного барабана, мм; D=500 мм.1.4.5 Передаточные числа привода, закрытой и открытой передач
Общее передаточное число привода
Передаточное число закрытой передачи назначаем из рекомендуемого ряда чисел [1, табл. 2.3, с.45]
= 4Передаточное число открытой передачи определяем по уравнению
1.5 Кинематический и силовой расчет валов привода
Силовые (мощность P и вращающий момент T) и кинематические (частота вращения n и угловая скорость ω) характеристики валов привода рассчитывают для каждого из четырех валов.
Мощность на валу №I (вал электродвигателя)
PI = PДВ=7500 Вт
Мощность на валу №II (быстроходный вал)
PII=PI ·ηМ ·ηПК= 7500 ·0,98 ·0,99=7276 Вт
Мощность на валу №III (тихоходный вал)
PIII=PII ·ηЗП ·ηПК= 7276 ·0,96 ·0,99=6988 Вт
Мощность на валу №IV (вал исполнительного механизма)
PIV=PIII ·ηОП ·ηПС= 6988 ·0,94 ·0,98=6506 Вт
Частота вращения вала №I (вал электродвигателя)
nI =nДВ= 496 об/мин
Частота вращения вала №II (быстроходный вал)
nII=nI = 496 об/мин
Частота вращения вала №III (тихоходный вал)
nIII=nII / uЗП= 496/4,0=124 об/мин
Частота вращения вала №IV (вал исполнительного механизма)
nIV=nIII / uОП= 124/1,5=83 об/мин
Угловая скорость вала №I (вал электродвигателя)
ωI=π·nI / 30=3,14рад·496об/мин / 30с/мин=52 рад/с
Угловая скорость вала №II (быстроходный вал)
ωII= π·nII / 30=3,14рад·496об/мин / 30с/мин=52 рад/с
Угловая скорость вала №III (тихоходный вал)
ωIII= π·nIII / 30=3,14рад·124об/мин / 30с/мин=13 рад/с
Угловая скорость вала №IV (вал исполнительного механизма)
ωIV= π
·nIV / 30=3,14рад·83об/мин / 30с/мин=8,6 рад/с
Вращающий момент на валу №I (вал электродвигателя)
TI=PI / ωI=7500 Вт / 52 рад/с=23,1 Н·м
Вращающий момент на валу №II (быстроходный вал)
TII=PII / ωII=7276 Вт / 97,86 рад/с=28 Н·м
Вращающий момент на валу №III (тихоходный вал)
TIII=PIII / ωIII=6988 Вт / 13рад/с=89 Н·м
Вращающий момент на валу №IV (вал исполнительного механизма)
TIV=PIV / ωIV=6508 Вт / 8,6рад/с=124,3 Н·м
Раздел 2 Проектирование элементов привода
2.1 Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора)
2.1.1 Выбор материала звеньев редукторной пары
а) Характеристики материала шестерни [1, табл. 3.2, с.53]
Группа стали – вторая
Марка стали – 40 ХН
Термообработка – улучшение + ТВЧ
Твердость заготовки 52 HRC
Коэффициенты долговечности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба соответственно принимаем равным KHL1 =1 и KFL1 =1
Базовое контактное напряжение [1, табл. 3.1, с.52]
[σ]H01= 14 HRC+ 170= 14·50 + 170= 870 МПа
Допускаемое напряжение изгиба
[σ]F01= 370 МПа
Допускаемое контактное напряжение
= KHL1 · = 870 МПаДопускаемое напряжение изгиба
= KFL1 · = 370 МПаб) Характеристики материала колеса
Группа стали – вторая
Марка стали – 40 ХН
Термообработка – улучшение + ТВЧ
Твердость заготовки 48 HRC
Коэффициенты долговечности KHL2 и KFL2 принимаем равными одному
Базовое контактное напряжение [1, табл. 3.1, с.52]
[σ]H02= 14* 48 + 170 = 730 МПа
Допускаемое напряжение изгиба
[σ]F02= 370 МПа
Допускаемое контактное напряжение
= KHL2 · = 730 МПаДопускаемое напряжение изгиба
= KFL2 · = 370 МПа2.1.2 Проектный и проверочный расчеты звеньев редукторной пары
Согласно кинематической схеме закрытая передача – это цилиндрическая косозубая передача.
1) Определяем межосевое расстояние колеса a
w (в миллиметрах):
Где
- межосевое расстояние, мм- вспомогательный коэффициент для косозубых передач Ка = 430 - 0.28 0.36= 0.32- передаточное число редуктора (Uзп)- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1 Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса aw округляем до ближайшего из стандартного ряда чисел aw= 63 мм.
2) Определяем делительный диаметр колеса d2 (в миллиметрах)
= 101 мм3) Определяем ширину венца колеса b2 (в миллиметрах):
4)Определяем модуль зацепления шестерни m (в миллиметрах)
Где вспомогательный коэффициент Km=5.8
- делительный диаметр колеса, мм - ширина венца колеса, мм - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом Н/мм5) Определяем угол наклона зубьев
6)Определяем число зубьев шестерни и колеса