Міністерство освіти та науки
України
Український державний
морський технічний університет
Херсонський філіал
Проектування редуктора вантажопідйомного механізму
крана з електроприводом
Курсова работа
ХФ УГМТУ 7.092201.3367Т 17 КР
Виконавець
Циплаков А. Д.
Керівник
Шорохов Г.
Г.
2003
ЗМІСТ ТА ОБСЯГ КУРСОВОЇ РОБОТИ
1. Розрахунково-пояснювальна
записка.
1.1 Визначення
потрібної потужності електродвигуна.
1.2
Вибір електродвигуна.
1.3 Вибір діаметра каната та барабана
вантажопідйомного механізму крану.
1.4 Визначення передаточних відношень ступенів
редуктора.
1.5 Визначення обертових моментів на валах
редуктора.
1.6 Визначення частот обертання валів
редуктора.
1.7 Визначення міжосьової відстані валів
редуктора.
1.8 Визначення модулів зачеплення
зубчастих пар редуктора.
1.9 Визначення числа зубців зубчатих пар
та остаточних значень міжосьової
відстані.
1.10 Визначення основних розмірів
зубчастих шестірьон і коліс редуктора.
1.11 Визначення основних розмірів валів.
1.12 Вибір підшипників редуктора за
динамічною вантажопідйомністю.
1.13 Визначення розмірів шпонок для
з'єднання зубчастих колес з валами.
2. Графічна частина проекту
2.1. Збірне креслення
редуктору у двох проекціях.
2.2.Робочі
креслення деталей.
1.1 Визначення
потрібної потужності електродвигуна
Потрібну потужність
через параметри N, V, що задано, знаходять за формулою:
Рп = N•V/h, (кВт) (1)
Рп =15 • 0,15 / 0,86 = 2,61 кВт
де N – тягове
зусилля (окружна сила) на барабані (кН);
V – швидкість
вибирання барабаном вантажного канату (м/с);
h - коефіцієнт корисної дії (ККД) редуктора з муфтами та барабаном. Величину ККД
визначають за формулою:
h = hб • h • h • h ,
(2)
h = 0,96 • 0,98• 0,98• 0,995 = 0,86
де hб - ККД
барабана, який дорівнює hб=0,96;
hм - ККД муфт,
які дорівнюють hм=0,98;
h3 - ККД
зачеплення зубців, який дорівнює h3=0,98;
hп - ККД
підшипників, які дорівнюють hп=0,995.
1.2 Вибір
електродвигуна
Після
визначення потрібної потужності роблять вибір електродвигуна, що можна
виконати за допомогою табл. 1 із [4] для двигунів кранової серії МТКF при
тривалості включення ПВ=25%.
У цій таблиці
наведено потужність на валу Рв і частота обертання nд
електродвигунів.
Таблиця 1.
Тип
Електродвигунів
Потужність
на валу Рв (кВт)
Частота обертання n¶ (хвил.)
Вибір двигуна зроблено вірно, якщо Рв
не менше Рп.
Двигун МТКF 012-6
Рв = 2,7 (кВт)
n¶ = 835 (хвил.)
1.3 Визначення діаметрів каната та
барабана вантажопідйомного
механізму крана
Діаметр каната dк приймають у
залежності від розривного зусилля Nр, яке
визначають за формулою:
Nр = N • K / Z ,
(кН) (3)
Nр = 15 • 6 / 4 = 22,5 кН
де К - коефіцієнт запасу міцності, який
дорівнює К=6,
Z - кількість
гілок канату на барабані, яка дорівнює Z=4.
Залежність між dк та Nр наведена у
табл. 2 із [5] для канатів типа ЛК-Р.
Таблиця 2.
Діаметр
Канату, dк (мм)
Розривне зусилля, Nр (кН)
Діаметр барабана Дб
визначають за формулою із [5]:
Дб = е • dk, (мм)
Дб = 25 • 11 = 275 мм
де е - коефіцієнт,
що дорівнює е=25;
dk - діаметр
канату із табл. 2.
Отримане значення Дб
треба округлити до ближчого стандартного відповідно ряду: 160; 200; 250; 300;
400; 450; 500; 630; 710; 800; 900, 1000.
Дб = 300 мм
1.4 Визначення передаточних відношень ступенів редуктора
Частоту обертання
барабана пб можна визначити за формулою:
nб = 60 • V • 10/ (p • Дб), (хвил)
(4)
nб = 60 • 0,15 • 10 / (3,14 • 300) = 9,6 хвил
Загальне передаточне
відношення редуктора Up буде дорівнювати:
Up = n¶ / nб,
Up = 835 / 9,6
= 86,9.
де n¶ - частота обертання електродвигуна
із табл. 1.
Передаточне
відношення першого та другого ступенів зубчастих пар редуктора можна
визначити за формулами:
U1 = (1,3 • Up)
U1 = (1,3 • 53,439) = 10,6
U2 = U1 / 1,3
U2 = 8,335 / 1,3 = 8,2
1.5 Визначення
обертових моментів на валах редуктора
На
тихохідному валу обертовий момент Т3 можна визначити за формулою:
Т3 = , (кНмм)
(5)
Т3 = = 239,6 кНмм
де hб і hм - вищевказані ККД барабана та муфт.
Обертовий момент на
проміжному валу T2 дорівнює:
Т2 = ,
(кНмм) (6)
Т2 = =
231 кНмм
де h3 і hп - вищевказані ККД зачеплення і підшипників.
Обертовий момент на
швидкохідному валу Т1 дорівнює:
Т1 = , (кНмм)
Т1 = =28,9 кНмм
1.6 Визначення частот
обертання валів редуктора
Через те, що
обертання тихохідного вала співпадає з обертанням барабана, то для
частоти цього вала n3 маємо:
n3 = nб , (хвил)
n3 = 9,6 хвил
де nб - частота обертання
барабана, що вищезнайдено за формулою (4). Частота обертання
проміжного вала n2 дорівнює
n2 = n3 • U1, (хвил)
n2 = 9,6 • 10,6 =
101,8 хвил
Частота обертання
швидкохідного вала n1 аналогічно дорівнює
n1 = n2 • U2, (хвил)
n1 = 101,8 • 8,2 = 834,4 хвил
Обчислювання
частот вважають вірними, якщо буде виконуватися умова:
n1 » n¶.
834,4 = 835
1.7 Визначення
міжосьової відстані валів редуктора
Вибір міжосьової відстані
забезпечує міцність зубців коліс на дію контактних
напружень. Допустиме контактне напруження [sн] залежить
від твердості матеріалу.
Для зубчастих
пар обох ступенів можливо прийняти матеріал: сталь 45 із термічною обробкою поліпшення для
шестірьон та нормалізація для коліс.
Величину [sн] визначають
за формулою із [3]:
[sн]
= , (7)
де SH -
коефіцієнт безпеки, який дорівнює SH =1 ,2;
KHL - коефіцієнт
витривалості,
sно - границя витривалості.
Величина sно зв'язана з твердістю НВ формулою:
sно = 2(НВ) + 70.
Величина KHL визначають
за формулою із [3] годин
KHL = 1,
(8)
KHL = = 0,66≈1
де NHO - кількість
циклів навантаження зубців при базових випробуваннях
еталонного зразка, яка дорівнює KHO =1 ,5 • 10;
NHE - кількість
циклів навантаження за часів терміну служіння tc = 12500
годин.
Величину NHE обчислюють
за формулою
NHE = 60 n1 tc ,
(9)
NHE = 60 • 834,4 • 12500 = 625800000
де n1 - частота
обертання швидкохідного вала редуктора.
Для вибраного
матеріалу і термообробки можна призначити твердість зубчастих пар на
таких рівнях:
а) для
шестірьон НВ =300,
б) для
коліс НВ =250, що дає для формули (7)
sно у розмірі:
sно = 2 • 250 +70 = 570
Збільшення твердості
шестерні на 50 одиниць дозволяє прискорити припрацювання зубців зубчастих пар.
Обчислювання sн за формулами (7) - (9) даси значення [sн].
[sн]
= = 475
Для прийнятих
кінематичних схем редуктора (рис. 1) міжосьову відстань першого ступеня аw1 та другого
ступеня аw2 визначають за формулами:
(10)
де
ya – коефіцієнт, який дорівнює ya = 0,3;
T2, T3 – обертові моменти (кНмм);
Kb1, Kb2 – коефіцієнти
концентрації навантаження (уздовж зубців), які визначають у залежності у
залежності від коефіцієнтів yв1, yв2 пов’язані
з ya та U1, U2 формулами :
yв1 = 0,5 ya (U1 + 1); (11)
yв1 = 0,5 • 0,3 (10,6 + 1) = 1,7
yв2 = 0,5 ya (U2 + 1);
yв2 = 0,5 • 0,3 (8,2 + 1) = 1,4
Залежність між Kb1, Kb2 і yв1,
yв2
наведена у табл. 3.
Таблиця
3.
Kb1 = 1,33
Kb2 = 1,13
Таблиця 3 складана
на основі графіків залежності із [3], вид яких дозволяє лінійно інтерполювати
дані цієї таблиці. Отримані міжосьові відстані треба далі збільшити до
ближчого стандартного значення за табл.4.
Таблиця 4.
560; 710
aw1 = 200
aw2 = 450
1.8 Визначення
модулів зачеплення зубчастих пар редуктора.
Модулі зачеплення
можливо визначити за формулами:
(12)
Обчислені
максимальні і мінімальні значення надають інтервал, серед якого треба узяти
який більше стандартне значення за допомогою табл. 5.
Таблиця 5.
Модулі m;
(мм)
1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 5,5; 7; 9.
m1 = 2
m2 = 5,5
1.9 Визначення числа
зубців зубчастих пар та остаточних значень міжосьової відстані.
Число зубців
косозубої шестерні (перший ступень) знаходять за формулою:
Z11 =
(13)
Z11 = =
16,6≈17
де b - кут нахилу зубців,
який дорівнює b=15; (cos 15 =
0,966).
Число зубців
прямозубої шестерні (другий ступінь) знаходять за формулою:
Z21 =
Z21 = =17,7
Знайдені числа зубців
округляють до ближчого цілого числа. Якщо Z11 або Z21 виявляються
менше числа Zmin =17, то треба їх збільшити до 17
Z11 = 17
Z21 = 17,7
Число зубців
косозубого колеса Z12 і прямозубого колеса Z22 знаходять за
формулами:
Z12 = Z11 U1;
Z12 = 17 • 10,6 = 180
Z22 = Z21 U2.
Z22 = 17,7 • 8,2= 145,8
Отримані значення Z12 та Z22 округляють
до ближчого цілого числа.
Z12 = 180
Z22 = 146
З урахуванням
округлення числа зубців та прийняттям остаточних значень модулів треба
обчислити остаточне значення міжосьової відстані ступенів редуктора
за формулами:
(14)
1.10 Визначення
основних розмірів зубчастих шестірьон і коліс редуктора.
З початку тут треба
визначити діаметри ділильних кіл за формулами:
(15)
Потім розраховують
діаметри виступів та западин зубчастого вінця.
Діаметри виступів
визначають за формулами:
(16)
Діаметри западин
визначають за формулами:
(17)
Ширину зубчастих
вінців шестирьон визначають за формулами:
(18)
Ширину
зубчастих вінців у коліс приймають на 5мм менше ніж у шестирьон.
Конструкцію
шестирьон і валів можна виготовляти із однієї заготівки, тобто робити
вал-шестірні.
Конструкцію
коліс приймають у вигляді окремих від валів деталей, які мають обід маточину і
диск між ними.
Розміри цих
коліс беруть на основі досвіду проектування, тобто на основі довідкової
літератури, наприклад [1], [2], [6].
Для з'єднання коліс
з валами можна використати шпонки, виконуючи їх посадку з натягом
відповідно полю допуску Н7/Р6.
1.11 Визначення
основних розмірів валів.
Діаметри
ділянок, що виступають з корпусу для швидкохідного і тихохідного валів, а
також діаметр проміжного вала визначають за формулами:
(19)
де Т1, Т2, Т3 - знайдені
вище обертові моменти на валах (кНмм),
[t] - допустиме напруження при роботі на кручення валів з урахуванням ще
роботі
на згинання; яке дорівнює [t]=25 Н/мм.
Діаметри опорних
часток валів(цапф) треба збільшувати до розмірів кратних 5мм згідно з
отворами стандартних підшипників.
Діаметри
часток валів, що передбачені для посадки маточин коліс треба ще збільшувати
на 2...5 мм.
Розмір часток валів, що застосовують для
розкріплення маточин коліс і підшипників
належить визначати використовуючи досвід проектування, тобто на основі довідкової літератури [1], [2],
[6].
Довжину
дільниць валів, що виступають за корпус можна знайти за формулами:
= (1,5…2)dB2;
= 2 •
35,9 = 71,8;
= (1,5…2)dB3;
= 1,5 • 78,2 =
156,4.
1.12 Вибір
підшипників редуктора за динамічною вантажопідйомністю.
Геометричне вибір
підшипників є вибір внутрішнього діаметра його (за каталогом
підшипників), рівного номінальному діаметру (без допуску на посадку)
вала.
Працездатність та
ресурс підшипника забезпечують вибором його за динамічною вантажопідйомністю.
Перевірку
працездатності виконують за нерівністю:
Сп £ Ст , (20)
де Сп
- потрібна вантажопідйомність,
Ст - таблична
вантажопідйомність за каталогом підшипників. Величину Сп
розраховують за формулою:
. (кН)
де Кб - коефіцієнт
безпеки, який дорівнює Кб =1,3;
X - коефіцієнт
радіального навантаження Rr на підшипник;
Y - коефіцієнт осьового навантаження Fa на підшипник;
L - потрібна витривалість підшипника
(ресурс), яка дорівнює L = tc;
n - частота обертання
внутрішнього кільця сумісного з валом на який воно насаджено;
a - показник
радикалу, який дорівнює для радіальних підшипників a = 3, а для
радіально - упорних a = 3,3.
Визначення Сп для
підшипників всіх трьох валів потребує значного об'єму обчислювання,
тому буде достатньо лише підбора радіальних підшипників для
тихохідного вала, де Fa =0.
Тоді динамічну вантажопідйомність можна
визначити за формулою:
Сп = 1,17 Rr .
(кН) (21)
Сп = 1,17 • 4,2 • = 10,9 кН
Радіальне
навантаження Rr на підшипники при несиметричному розташуванні
колеса відносно них складає:
Rr = 0,7 Ft , (кН)
Rr = 0,7 • 5,9 = 4,2
кН
де Ft - окружна сила у зачепленні зубчастої пари
другого ступеня.
Величина сили Ft пов'язана з
обертовим моментом T3 і ділильним діаметром колеса d3 формулою:
Ft = . (кН)
(22)
Ft = = 5,9 кН
10,9 £ Ст
Вибір
радіального кулькового підшипника (однакового для обох опор вала) можна
зробити за допомогою табл. 6 із [6] для підшипників легкої серії.
Таблиця 6.
підшипників, мм
Вантажо-
підйомність Ст,кН
204
205
206
207
20
25
ЗО
35
47
52
62
72
14
15
16
17
28
33
40
46
40
44
52
61
10,0
11,0
15,3
20,1
208
209
210
211
40
45
50
55
80
85
90
100
18
19
20
21
52
57
61
68
68
73
78
87
23,6
25,7
27,5
34,0
212
213
214
215
60
65
70
75
110
120
125
130
22
23
24
25
75
82
87
92
95
103
108
113
41,1
44,9
48,8
51,9
216
217
218
219
80
85
90
95
140
150
160
170
26
28
30
32
98
106
112
118
122
129
139
147
57,0
65,4
75,3
85,3
220
221
222
224
100
105
110
120
180
190
200
215
34
36
38
40
125
131
138
149
155
164
172
186
95,8
104,0
113,0
120,0
226
228
230
232
130
140
150
160
230
250
270
290
40
42
45
48
163
178
190
204
198
214
230
246
122,0
126,0
149,0
158,0
В табл. 6 прийнять
такі позначення розмірів підшипників:
d - внутрішній
діаметр підшипника,
Д - зовнішній діаметр
підшипника,
d1 - більший
діаметр внутрішнього кільця,
Д1 - менший
діаметр зовнішнього кільця.
Згідно з прийняттям
обмежень розрахунків динамічної вантажопідйомності для швидкохідного та
проміжного валів вибір підшипників можна робити лише за діаметрами цапф валів.
При несиметричному
розташуванні коліс в редукторі для цих валів треба застосувати
радіально-упорні конічні підшипники середньої серії за табл. 7 із [6].
Таблиця 7.
підшипників, мм
7304
7305
7306
7307
20
25
30
35
52
62
72
80
16
17
19
21
34
42
50
54
43
52
60
68
25,0
29,6
40,0
48,1
7308
7309
7310
7311
7312
7313
7314
7315
40
45
50
55
60
65
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
23
26
29
29
31
33
3
37
61
69
74
82
91
99
103
110
76
85
94
100
111
119
129
135
61,0
76,1
96,6
102,0
118,0
134,0
168,0
178,0
7317
7316
85
90
180
190
41
43
127
128
152
161
221,0
240,0
Зміст величин d, Д,
В, d1, Д1 тут той же що і у табл. 6.
При
проектуванні підшипникових опор редуктора належить урахувати, що
внутрішні кільця підшипників насаджуються з натягом відповідно полю
допуску валів К6, а зовнішні кільця в гнізда корпусу за перехідною посадкою
відповідно полю допуску отворів Н7.
Для кришок
підшипників можна узяти посадку Н7/h8.
Змащення
підшипників та зубців коліс і шестірьон здійснюють за рахунок
розбризкування мастила при обертанні коліс для чого треба зануряти зубці їх на
повну висоту у мастило марки И-70А.
1.13 Визначення
розмірів шпонок з'єднання зубчастих коліс з валами.
Для з'єднання
коліс з валами можна застосувати призматичні стандартні шпонки, розміри
перерізу котрих залежно від діаметра вала подані в табл. 8 із [6]
Таблиця 8.
Інтервал діаметрів
Вала, мм
Глибина пазу на
валу – t, мм
17-22
22-30
30-38
38-44
6
8
10
12
6
7
8
8q
3,5
4,0
5,0
5,0
Продовження таблиці 8.
44-50
50-58
58-65
65-75
14
16
18
20
9
10
11
12
5,5
6,0
7,0
7,5
75-85
85-95
95-110
110-130
22
25
28
32
14
14
16
18
9,0
9,0
10,0
11,0
130-150
150-170
170-200
36
40
45
20
22
25
12,0
13,0
15,0
Довжину шпонки для проміжного вала і для тихохідного вала знаходять з умови
забезпечення їх міцності на зминання, тобто за формулами:
(23)
де
d2м, d2м –
діаметри валів у місцях посадки маточних коліс, мм;
[s3м] – допустиме
напруження на зминання шпонки, яке дорівнює
[s3м] = 120 Н/мм
= 14704 / 18 (2,5) 120 +213,8 = 2,6
= 43526 / 25,7 (2,5) 120 +138,8 = 5,5
Одержані величини довжини збільшують до ближчого
стандартного за табл. 11
Таблиця
9.
Довжина шпонки ,
мм
10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32;
36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100;
110; 125; 140; 160;
180; 200; 220; 250
Список використаної літератури
1. Анфимов М.И. Редуктори. Альбом конструкций и
расчетов. – М.:
Машиностроение, 1972
2. Баласян Р.А. Атлас деталей машин. Навчальний посібник. – Харків:
Основа, 1996
3. Иванов
М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984.
4. Иванченко Ф.К. и др. Расчеты грузоподъемных и
транспортных машин.
- Киев: Вища школа, 1978.
5. Курсовое проектирование грузоподъемных машин.
(Под ред.
С.А. Казака) – М.: Высшая школа, 1989.
6. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций
редукторов. – Киев:
Вища школа, 1979.