Содержание

	стр.
Введение………………………………………………………………...
Техническое задание……………………………………………………
1 Кинематическая схема машинного агрегата………………………
Эскизный проект
2 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода……….
3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений…………………………………………………………….
4 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора
5 Расчёт клиноременной передачи……………………………………
6 Нагрузки валов редуктора…………………………………………...
7 Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора………
8 Расчетная схема валов редуктора…………………………………...
Технический проект
9 Конструктивная компоновка привода………………………………
Список литературы…………………………………………………….

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

1 Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Чертеж кинематической схемы

Кинематическая схемаодноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода мостового крана выполнена на формате А4.

1.2 Условия эксплуатации привода

Редуктор нереверсивный предназначен для длительной эксплуатации, работа в смены L_c = 1, продолжительность смены t_c = 8 часов, нагрузка – , валы на подшипниках качения.

1.3 Срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) привода L_h, ч, определяем по формуле

L_h = 365L_rK_rt_cL_cK_c= 8176 ч

где L_r – срок службы привода, лет;

K_r – коэффициент годового использования,

K_r = = = 0,7;

t_c– продолжительность смены, ч;

L_c–число смен;

K_c – коэффициент сменного использования,

K_c = = = 1;

Принимаем время простоя машинного агрегата 10% ресурса.

Тогда L_h = 7031,88 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 7·10³ ч.

Полученные данные сводим в таблицу 1.

Таблица 1 - Эксплуатационная характеристика привода

Lr	Kr	tc	Lc	Kc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
4	0,7	8	1	1	7·10^3	маломеняющаяся	реверсивный

ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ

2 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машиныP_рт, кВт:

P_рт = Fυ= 5кВт.

где F – значение тяговой силы ленты, кН;

υ – линейная скорость тягового органа рабочей машины , м/с

2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

η = η_зпη_опη_м = 0,9

где η_зп,η_оп,η_м,η_пк – КПД закрытой передачи (редуктора), открытой передачи(клиноременная передача), муфты, подшипников качения;

2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателяP_дв, кВт:

P_дв = = 5,5 кВт.

2.1.4 Определяем номинальную мощность двигателя P_ном, кВт:

P_ном ≥ P_дв

P_ном = 5,5 кВт >P_дв = 5,5 кВт.

2.1.5Выбираем тип двигателя серии 4А с номинальной мощностью Р_ном= 5,5 кВт,применив для расчёта четыре варианта типа двигателя:

Таблица 2-Выбор электродвигателя

Вариант	Тип двигателя	Pном, кВт	Частота вращения,об/мин
			синхронная	при номинальном режиме nном
1	4AM100 L2УЗ	5,5	3000	2880
2	4АМ112M4У3	5,5	1500	1445
3	4АМ132S6У3	5,5	1000	965
4	4АМ132M8У3	5,5	750	720

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1 Определяем частоту вращения привода механизма передвижения мостового крана n_рм.

n_рм= =

где – скорость тягового органа, м/с;

2.2.2 Определяем передаточное число привода всех приемлемых вариантов.

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп= 4,

Определяем максимально допустимое отклонение частоты

Таблица 3 -Передаточные числа ступеней привода

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода	52,36	26,45	17,54	13,09
Клиноременная передача	14,2	6,61	4,76	3,27
Цилиндрический редуктор	4	4	4	4

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу что из рассмотренных четырёх вариантов предпочтительнее второй: u=17,54; n_ном=965 об/мин.

2.2.4 Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения механизма передвижения мостового крана

∆n_рм = nδ/100 2,75об/мин

Где δ- допускаемое отклонение скорости барабана %;

2.2.5 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала ленты [n_рм] об/мин, приняв ∆n_рм=+0,17об/мин:

[n_рм] =n_рм+ ∆n_рм=54,83об/мин

2.2.6 Определяем фактическое передаточное число привода _ф:

u_{ф =}

2.2.7 Уточняем передаточное число открытой передачи.

u_оп= 4,4

Таким образом, выбираем двигатель4АМ132S6У3 (P_ном = 5,5 кВт; n_ном = 965об/мин); передаточные числа: привода u = 17,6; редуктора u_зп=4, зубчатой передачи u_оп = 4,4

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываем на валах при установившимся режиме (таблица 4)

Таблица 4 – Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр		Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
			дв→м→зп→оп→рм
1		2	3
МощностьР,кВт		дв
		Б	5,36
		Т
		рм	4,89
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ω, 1/с	дв
		Б
		Т
		рм

Продолжение таблицы 4

1	2		3
Вращающий момент Т, Н*м		дв
		Б		53,1
		Т
		рм

Силовые и кинематические параметры привода сведены в таблицу 5

Таблица 5 – Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ132S6У3Рном= 5,5 кВт; nном=965об/мин
Параметр	Передача			Параметр		Вал
	Закрытая (редуктор)	Открытая	Дви-гате-ля					ПриводнойРабочемашины
						Быстро-ходный	Тихо-ходный
Переда-точне число u	4	4,4	Расчётная мощность Р, кВт		5,5		5,33	5,17	4,89
			Угловая скорость 1/с		101		101	25,25	5,7
КПД	0,97	0,95	Частота вращения n, об/мин		965		965	241,25	54,83
			Вращающий моментТ, Н*м		54,45		53,1	205	852,6

3 Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колес

Выбираем материал зубчатой передачи.

а) По табл. 3.1 [Ш, стр. 49] определяем марку стали: для шестерни – 40Х, твёрдость НВ₁; для колеса – 40Х, твёрдость НВ₂.

б) По табл. 3.2 [Ш, стр. 50] определяем механические характеристики стали 40Х:

- для шестерни твёрдость 269-302 НВ₁ , термообработка – улучшение, D_пред = 125 мм;

- для колеса твёрдость 235… 262 НВ₂, термообработка - улучшение, S_пред=125 мм.

в) Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

НВ_1ср=285,5

НВ_2ср=248,5

Разность средних твёрдостей:

НВ_1ср – НВ_2ср = 37

Условное НВ_1ср – НВ_2ср = 20…50 выполняется.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]_H, Н/мм²

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL.

Наработка за весь срок службы:

- для колеса

N₂=573 ₂L_h=101,3*10³ Циклов

Где ₂ – см.табл 4.5;L_h– ресурс, ч (см. таблицу 1)

- для шестерни

N₁=N₂u_зп=405*10⁶ циклов

Число циклов переменных напряжений N_HO, соответствующего пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [Ш, стр. 51] интерполированием:

N_HO1=22,5*10⁶ циклов; N_HO2=16,3*10⁶циклов

Так как N₁ N_HO1и N₂ N_HO2, то коэффициент долговечности K_HL1=1, и K_HL2=1.

б) По табл. 3.1 определяем допустимое контактное напряжение [σ]_HO, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO:

- для шестерни [σ]_HO1 = 1.8HB_1ср + 67 = 580,9 Н/мм²

- для колеса [σ]_HO2 = 1,8НВ_2ср + 67 = 514,3 Н/мм².

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни [σ]_Н1= K_HL1[σ]_HO1= 580,9H/мм²;

- для колеса [σ]_H2=К_HL2[σ]_HO2= 514,3H/мм².

Так как НВ_1ср – НВ_2ср = 37, то косозубую передачу на прочность рассчитываем по меньшему допускаемому контактному напряжению [σ]_H2, т.е. по менее прочным зубьям, в нашем случае это зубья колеса.