Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 62
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 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 = 0,96 • 0,98 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. 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 nб = 60 • 0,15 • 10 Загальне передаточне
відношення редуктора Up буде дорівнювати: Up = n¶ / nб, Up = 835 / 9,6
= 86,9. Передаточне
відношення першого та другого ступенів зубчастих пар редуктора можна
визначити за формулами: U1 = (1,3 • Up) U1 = (1,3 • 53,439) 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 = Т3 = де hб і hм - вищевказані ККД барабана та муфт. Обертовий момент на
проміжному валу T2 дорівнює: Т2 = Т2 = де h3 і hп - вищевказані ККД зачеплення і підшипників. Обертовий момент на
швидкохідному валу Т1 дорівнює: Т1 = Т1 = 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 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]
= 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 = KHL =
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]
= Для прийнятих
кінематичних схем редуктора (рис. 1) міжосьову відстань першого ступеня аw1 та другого
ступеня аw2 визначають за формулами: де
ya – коефіцієнт, який дорівнює ya = 0,3; 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. aw1 = 200 aw2 = 450 1.8 Визначення
модулів зачеплення зубчастих пар редуктора. Модулі зачеплення
можливо визначити за формулами: Таблиця 5. Модулі m; (мм) 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 = Z11 = де b - кут нахилу зубців,
який дорівнює b=15; (cos 15 Число зубців
прямозубої шестерні (другий ступінь) знаходять за формулою: Z21 = Z21 = 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: 1.10 Визначення
основних розмірів зубчастих шестірьон і коліс редуктора. З початку тут треба
визначити діаметри ділильних кіл за формулами: Потім розраховують
діаметри виступів та западин зубчастого вінця. Діаметри виступів
визначають за формулами: Діаметри западин
визначають за формулами: 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: де Т1, Т2, Т3 - знайдені
вище обертові моменти на валах (кНмм), 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: 1.12 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: 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 Сп = 1,17 • 4,2 • 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 = Ft = 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. 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. 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 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 де
d2м, d2м –
діаметри валів у місцях посадки маточних коліс, мм;
[s3м] – допустиме
напруження на зминання шпонки, яке дорівнює [s3м] = 120 Н/мм Одержані величини довжини збільшують до ближчого
стандартного за табл. 11 Таблиця
9. Довжина шпонки 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 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.
|