Розрахунок редуктору

Мiнiстерство освiти та науки Украiни

Украiнський державний морський технiчний унiверситет

Херсонський фiлiал

Проектування редуктора вантажопiдйомного механiзму

крана з електроприводом

Курсова работа

ХФ УГМТУ 7.092201.3367Т 17 КР

Виконавець

Циплаков А. Д.

Керiвник

Шорохов Г. Г.

2003

ЗМРЖСТ ТА ОБСЯГ КУРСОВОРЗ РОБОТИ

1.Розрахунково-пояснювальна записка.

1.1 Визначення потрiбноi потужностi електродвигуна.

1.2 Вибiр електродвигуна.

1.3 Вибiр дiаметра каната та барабана вантажопiдйомного механiзму крану.

1.4 Визначення передаточних вiдношень ступенiв редуктора.

1.5 Визначення обертових моментiв на валах редуктора.

1.6 Визначення частот обертання валiв редуктора.

1.7 Визначення мiжосьовоi вiдстанi валiв редуктора.

1.8 Визначення модулiв зачеплення зубчастих пар редуктора.

1.9 Визначення числа зубцiв зубчатих пар та остаточних значень мiжосьовоi

вiдстанi.

1.10 Визначення основних розмiрiв зубчастих шестiрьон i колiс редуктора.

1.11 Визначення основних розмiрiв валiв.

1.12 Вибiр пiдшипникiв редуктора за динамiчною вантажопiдйомнiстю.

1.13 Визначення розмiрiв шпонок для з'iднання зубчастих колес з валами.

2. Графiчна частина проекту

2.1. Збiрне креслення редуктору у двох проекцiях.

2.2.Робочi креслення деталей.

1.1 Визначення потрiбноi потужностi електродвигуна

Потрiбну потужнiсть через параметри N, V, що задано, знаходять за формулою:

Рп = NтАвV/h, (кВт) (1)

Рп =15 тАв 0,15 / 0,86 = 2,61 кВт

де N тАУ тягове зусилля (окружна сила) на барабанi (кН);

V тАУ швидкiсть вибирання барабаном вантажного канату (м/с);

h - коефiцiiнт корисноi дii (ККД) редуктора з муфтами та барабаном. Величину ККД визначають за формулою:

h = hб тАв h тАв h тАв h , (2)

h = 0,96 тАв 0,98тАв 0,98тАв 0,995 = 0,86

де hб - ККД барабана, який дорiвнюi hб=0,96;

hм - ККД муфт, якi дорiвнюють hм=0,98;

h3 - ККД зачеплення зубцiв, який дорiвнюi h3=0,98;

hп - ККД пiдшипникiв, якi дорiвнюють hп=0,995.

1.2 Вибiр електродвигуна

Пiсля визначення потрiбноi потужностi роблять вибiр електродвигуна, що можна виконати за допомогою табл. 1 iз [4] для двигунiв крановоi серii МТКF при тривалостi включення ПВ=25%.

У цiй таблицi наведено потужнiсть на валу Р_в i частота обертання nд електродвигунiв.

Таблиця 1.

Тип Електродвигунiв	МТКF
Тип Електродвигунiв	011-6	012-6	111-6	112-6	211-6	311-6	312-6	411-6	412-6
Потужнiсть на валу Р_в (кВт)	1,7	2,7	4,1	5,8	9,0	13,0	17,5	27,0	36,0
Частота обертання nВ¶ (хвил.)	835	835	850	870	885	895	910	915	920

Вибiр двигуна зроблено вiрно, якщо Р_в не менше Р_п.

Двигун МТКF 012-6

Р_в= 2,7 (кВт)

nВ¶ = 835 (хвил.)

1.3 Визначення дiаметрiв каната та барабана вантажопiдйомного

механiзму крана

Дiаметр каната dк приймають у залежностi вiд розривного зусилля N_р, яке визначають за формулою:

N_р = N тАв K / Z , (кН) (3)

N_р = 15 тАв 6 / 4 = 22,5 кН

де К - коефiцiiнт запасу мiцностi, який дорiвнюi К=6,

Z - кiлькiсть гiлок канату на барабанi, яка дорiвнюi Z=4.

Залежнiсть мiж dк та N_р наведена у табл. 2 iз [5] для канатiв типа ЛК-Р.

Таблиця 2.

Дiаметр

Канату, d_к (мм)

111

112

113

114

115

16,5

19,5

22,5

5,5

Розривне зусилля, N_р(кН)

663

772

881

999

1114

126

139

191

222

251

287

324

365

396

Дiаметр барабана Д_б визначають за формулою iз [5]:

Д_б = е тАв dk, (мм)

Д_б = 25 тАв 11 = 275 мм

де е - коефiцiiнт, що дорiвнюi е=25;

dk - дiаметр канату iз табл. 2.

Отримане значення Д_б треба округлити до ближчого стандартного вiдповiдно ряду: 160; 200; 250; 300; 400; 450; 500; 630; 710; 800; 900, 1000.

Д_б = 300 мм

1.4 Визначення передаточних вiдношень ступенiв редуктора

Частоту обертання барабана пб можна визначити за формулою:

nб = 60 тАв V тАв 10/ (p тАв Д_б), (хвил) (4)

nб = 60 тАв 0,15 тАв 10 / (3,14 тАв 300) = 9,6 хвил

Загальне передаточне вiдношення редуктора Up буде дорiвнювати:

Up = nВ¶ / nб,

Up = 835 / 9,6 = 86,9.

де nВ¶ - частота обертання електродвигуна iз табл. 1.

Передаточне вiдношення першого та другого ступенiв зубчастих пар редуктора можна визначити за формулами:

U1 = (1,3 тАв Up)

U1 = (1,3 тАв 53,439) = 10,6

U2 = U1 / 1,3

U2 = 8,335 / 1,3 = 8,2

1.5 Визначення обертових моментiв на валах редуктора

На тихохiдному валу обертовий момент Т3 можна визначити за формулою:

Т3 = , (кНмм) (5)

Т3 = = 239,6 кНмм

де hб i hм - вищевказанi ККД барабана та муфт.

Обертовий момент на промiжному валу T2 дорiвнюi:

Т2 = , (кНмм) (6)

Т2 = = 231 кНмм

де h3 i hп - вищевказанi ККД зачеплення i пiдшипникiв.

Обертовий момент на швидкохiдному валу Т₁ дорiвнюi:

Т1 = , (кНмм)

Т1 = =28,9 кНмм

1.6 Визначення частот обертання валiв редуктора

Через те, що обертання тихохiдного вала спiвпадаi з обертанням барабана, то для частоти цього вала n3 маiмо:

n3 = nб , (хвил)

n3 = 9,6 хвил

де nб - частота обертання барабана, що вищезнайдено за формулою (4). Частота обертання промiжного вала n2 дорiвнюi

n2 = n3 тАв U1, (хвил)

n2 = 9,6 тАв 10,6 = 101,8 хвил

Частота обертання швидкохiдного вала n1 аналогiчно дорiвнюi

n1 = n2 тАв U2, (хвил)

n1 = 101,8 тАв 8,2 = 834,4 хвил

Обчислювання частот вважають вiрними, якщо буде виконуватися умова:

n1 В» nВ¶.

834,4 = 835

1.7 Визначення мiжосьовоi вiдстанi валiв редуктора

Вибiр мiжосьовоi вiдстанi забезпечуi мiцнiсть зубцiв колiс на дiю контактних напружень. Допустиме контактне напруження [sн] залежить вiд твердостi матерiалу.

Для зубчастих пар обох ступенiв можливо прийняти матерiал: сталь 45 iз термiчною обробкою полiпшення для шестiрьон та нормалiзацiя для колiс.

Величину [sн] визначають за формулою iз [3]:

[sн] = , (7)

де SH - коефiцiiнт безпеки, який дорiвнюi SH =1 ,2;

KHL - коефiцiiнт витривалостi,

sно - границя витривалостi.

Величина sно зв'язана з твердiстю НВ формулою:

sно = 2(НВ) + 70.

Величина KHL визначають за формулою iз [3] годин

KHL = 1, (8)

KHL = = 0,66≈1

де NHO - кiлькiсть циклiв навантаження зубцiв при базових випробуваннях

еталонного зразка, яка дорiвнюi KHO =1 ,5 тАв 10;

NHE - кiлькiсть циклiв навантаження за часiв термiну служiння tc = 12500

годин.

Величину NHE обчислюють за формулою

NHE = 60 n1 tc , (9)

NHE = 60 тАв 834,4 тАв 12500 = 625800000

де n1 - частота обертання швидкохiдного вала редуктора.

Для вибраного матерiалу i термообробки можна призначити твердiсть зубчастих пар на таких рiвнях:

а) для шестiрьон НВ =300,

б) для колiс НВ =250, що даi для формули (7) sно у розмiрi:

sно = 2 тАв 250 +70 = 570

Збiльшення твердостi шестернi на 50 одиниць дозволяi прискорити припрацювання зубцiв зубчастих пар.

Обчислювання sн за формулами (7) - (9) даси значення [sн].

[sн] = = 475

Для прийнятих кiнематичних схем редуктора (рис. 1) мiжосьову вiдстань першого ступеня аw1 та другого ступеня аw2 визначають за формулами:

(10)

де ya тАУ коефiцiiнт, який дорiвнюi ya = 0,3;

T2, T3 тАУ обертовi моменти (кНмм);

Kb1, Kb2 тАУ коефiцiiнти концентрацii навантаження (уздовж зубцiв), якi визначають у залежностi у залежностi вiд коефiцiiнтiв yв1, yв2 повтАЩязанi з ya та U1, U2 формулами :

yв1 = 0,5 ya (U1 + 1); (11)

yв1 = 0,5 тАв 0,3 (10,6 + 1) = 1,7

yв2 = 0,5 ya (U2 + 1);

yв2 = 0,5 тАв 0,3 (8,2 + 1) = 1,4

Залежнiсть мiж Kb1, Kb2 i yв1, yв2 наведена у табл. 3.

Таблиця 3.

yв1, yв2	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8
Kb1	1,02	1,05	1,08	1,11	1,15	1,19	1,23	1,28	1,33
Kb2	1,01	1,02	1,03	1,05	1,07	1,10	1,13	1,16	1,19

Kb1 = 1,33

Kb2 = 1,13

Таблиця 3 складана на основi графiкiв залежностi iз [3], вид яких дозволяi лiнiйно iнтерполювати данi цiii таблицi. Отриманi мiжосьовi вiдстанi треба далi збiльшити до ближчого стандартного значення за табл.4.

Таблиця 4.

1-й ряд	50; 53; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630
2-й ряд	50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 180; 225; 280;355; 450; 560; 710

aw1 = 200

aw2 = 450

1.8 Визначення модулiв зачеплення зубчастих пар редуктора.

Модулi зачеплення можливо визначити за формулами:

(12)

Обчисленi максимальнi i мiнiмальнi значення надають iнтервал, серед якого треба узяти який бiльше стандартне значення за допомогою табл. 5.

Таблиця 5.

Модулi m;

(мм)

1-й ряд

1; 1,5; 2; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд

1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 5,5; 7; 9.

m1 = 2

m2 = 5,5

1.9 Визначення числа зубцiв зубчастих пар та остаточних значень мiжосьовоi вiдстанi.

Число зубцiв косозубоi шестернi (перший ступень) знаходять за формулою:

Z11 = (13)

Z11 = = 16,6≈17

де b - кут нахилу зубцiв, який дорiвнюi b=15; (cos 15 = 0,966).

Число зубцiв прямозубоi шестернi (другий ступiнь) знаходять за формулою:

Z21 =

Z21 = =17,7

Знайденi числа зубцiв округляють до ближчого цiлого числа. Якщо Z11 або Z21 виявляються менше числа Zmin =17, то треба iх збiльшити до 17

Z11 = 17

Z21 = 17,7

Число зубцiв косозубого колеса Z12 i прямозубого колеса Z22 знаходять за формулами:

Z12 = Z11 U1;

Z12 = 17 тАв 10,6 = 180

Z22 = Z21 U2.

Z22 = 17,7 тАв 8,2= 145,8

Отриманi значення Z12 та Z22 округляють до ближчого цiлого числа.

Z12 = 180

Z22 = 146

З урахуванням округлення числа зубцiв та прийняттям остаточних значень модулiв треба обчислити остаточне значення мiжосьовоi вiдстанi ступенiв редуктора за формулами:

(14)

1.10 Визначення основних розмiрiв зубчастих шестiрьон i колiс редуктора.

З початку тут треба визначити дiаметри дiлильних кiл за формулами:

(15)

Потiм розраховують дiаметри виступiв та западин зубчастого вiнця.

Дiаметри виступiв визначають за формулами:

(16)

Дiаметри западин визначають за формулами:

(17)

Ширину зубчастих вiнцiв шестирьон визначають за формулами:

(18)

Ширину зубчастих вiнцiв у колiс приймають на 5мм менше нiж у шестирьон.

Конструкцiю шестирьон i валiв можна виготовляти iз однiii заготiвки, тобто робити вал-шестiрнi.

Конструкцiю колiс приймають у виглядi окремих вiд валiв деталей, якi мають обiд маточину i диск мiж ними.

Розмiри цих колiс беруть на основi досвiду проектування, тобто на основi довiдковоi лiтератури, наприклад [1], [2], [6].

Для з'iднання колiс з валами можна використати шпонки, виконуючи iх посадку з натягом вiдповiдно полю допуску Н7/Р6.

1.11 Визначення основних розмiрiв валiв.

Дiаметри дiлянок, що виступають з корпусу для швидкохiдного i тихохiдного валiв, а також дiаметр промiжного вала визначають за формулами:

(19)

де Т1, Т2, Т3 - знайденi вище обертовi моменти на валах (кНмм),

[t] - допустиме напруження при роботi на кручення валiв з урахуванням ще роботi на згинання; яке дорiвнюi [t]=25 Н/мм.

Дiаметри опорних часток валiв(цапф) треба збiльшувати до розмiрiв кратних 5мм згiдно з отворами стандартних пiдшипникiв.

Дiаметри часток валiв, що передбаченi для посадки маточин колiс треба ще збiльшувати на 2..5 мм.

Розмiр часток валiв, що застосовують для розкрiплення маточин колiс i пiдшипникiв належить визначати використовуючи досвiд проектування, тобто на основi довiдковоi лiтератури [1], [2], [6].

Довжину дiльниць валiв, що виступають за корпус можна знайти за формулами:

= (1,5тАж2)dB2;

= 2 тАв 35,9 = 71,8;

= (1,5тАж2)dB3;

= 1,5 тАв 78,2 = 156,4.

1.12 Вибiр пiдшипникiв редуктора за динамiчною вантажопiдйомнiстю.

Геометричне вибiр пiдшипникiв i вибiр внутрiшнього дiаметра його (за каталогом пiдшипникiв), рiвного номiнальному дiаметру (без допуску на посадку) вала.

Працездатнiсть та ресурс пiдшипника забезпечують вибором його за динамiчною вантажопiдйомнiстю.

Перевiрку працездатностi виконують за нерiвнiстю:

Сп £ Ст , (20)

де Сп - потрiбна вантажопiдйомнiсть,

Ст- таблична вантажопiдйомнiсть за каталогом пiдшипникiв. Величину С_п розраховують за формулою:

. (кН)

де Кб - коефiцiiнт безпеки, який дорiвнюi Кб =1,3;

X - коефiцiiнт радiального навантаження Rr на пiдшипник;

Y - коефiцiiнт осьового навантаження Fa на пiдшипник;

L - потрiбна витривалiсть пiдшипника (ресурс), яка дорiвнюi L = tc;

n - частота обертання внутрiшнього кiльця сумiсного з валом на який воно насаджено;

a - показник радикалу, який дорiвнюi для радiальних пiдшипникiв a = 3, а для радiально - упорних a = 3,3.

Визначення Сп для пiдшипникiв всiх трьох валiв потребуi значного об'iму обчислювання, тому буде достатньо лише пiдбора радiальних пiдшипникiв для тихохiдного вала, де Fa=0.

Тодi динамiчну вантажопiдйомнiсть можна визначити за формулою:

Сп = 1,17 Rr . (кН) (21)

Сп = 1,17 тАв 4,2 тАв = 10,9 кН

Радiальне навантаження Rr на пiдшипники при несиметричному розташуваннi колеса вiдносно них складаi:

Rr = 0,7 Ft , (кН)

Rr = 0,7 тАв 5,9 = 4,2 кН

де Ft- окружна сила у зачепленнi зубчастоi пари другого ступеня.

Величина сили Ftпов'язана з обертовим моментом T3 i дiлильним дiаметром колеса d3 формулою:

Ft = . (кН) (22)

Ft = = 5,9 кН

10,9 £ Ст

Вибiр радiального кулькового пiдшипника (однакового для обох опор вала) можна зробити за допомогою табл. 6 iз [6] для пiдшипникiв легкоi серii.

Таблиця 6.

Визначення типу

Розмiри пiдшипникiв, мм

Вантажо-

пiдйомнiсть Ст,кН

Д1

204

205

206

207

ЗО

10,0

11,0

15,3

20,1

208

209

210

211

100

23,6

25,7

27,5

34,0

212

213

214

215

110

120

125

130

103

108

113

41,1

44,9

48,8

51,9

216

217

218

219

140

150

160

170

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

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

163

178

190

204

198

214

230

246

122,0

126,0

149,0

158,0

В табл. 6 прийнять такi позначення розмiрiв пiдшипникiв:

d - внутрiшнiй дiаметр пiдшипника,

Д - зовнiшнiй дiаметр пiдшипника,

d1 - бiльший дiаметр внутрiшнього кiльця,

Д1 - менший дiаметр зовнiшнього кiльця.

Згiдно з прийняттям обмежень розрахункiв динамiчноi вантажопiдйомностi для швидкохiдного та промiжного валiв вибiр пiдшипникiв можна робити лише за дiаметрами цапф валiв.

При несиметричному розташуваннi колiс в редукторi для цих валiв треба застосувати радiально-упорнi конiчнi пiдшипники середньоi серii за табл. 7 iз [6].

Таблиця 7.

Визначення типу

Розмiри пiдшипникiв, мм

Ст, кН

Д1

7304

7305

7306

7307

25,0

29,6

40,0

48,1

7308

7309

7310

7311

7312

7313

7314

7315

100

110

120

130

140

150

160

103

110

100

111

119

129

135

61,0

76,1

96,6

102,0

118,0

134,0

168,0

178,0

7317

7316

180

190

127

128

152

161

221,0

240,0

Змiст величин d, Д, В, d1, Д1 тут той же що i у табл. 6.

При проектуваннi пiдшипникових опор редуктора належить урахувати, що внутрiшнi кiльця пiдшипникiв насаджуються з натягом вiдповiдно полю допуску валiв К6, а зовнiшнi кiльця в гнiзда корпусу за перехiдною посадкою вiдповiдно полю допуску отворiв Н7.

Для кришок пiдшипникiв можна узяти посадку Н7/h8.

Змащення пiдшипникiв та зубцiв колiс i шестiрьон здiйснюють за рахунок розбризкування мастила при обертаннi колiс для чого треба зануряти зубцi iх на повну висоту у мастило марки И-70А.

1.13 Визначення розмiрiв шпонок з'iднання зубчастих колiс з валами.

Для з'iднання колiс з валами можна застосувати призматичнi стандартнi шпонки, розмiри перерiзу котрих залежно вiд дiаметра вала поданi в табл. 8 iз [6]

Таблиця 8.

РЖнтервал дiаметрiв

Вала, мм

Розмiри у перерiзу шпонки, мм

Глибина пазу на

валу тАУ t, мм

Ширина - в

Висота - h

17-22

22-30

30-38

38-44