Реферат : Розрахунок редуктору 


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Реферат >> Технология


Розрахунок редуктору




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 = NV/, (кВт) (1)

Рп =15 0,15 / 0,86 = 2,61 кВт

де N тягове зусилля (окружна сила) на барабані (кН);

Vшвидкість вибирання барабаном вантажного канату (м/с);

- коефіцієнт корисної дії (ККД) редуктора з муфтами та барабаном. Величину ККД визначають за формулою:

= б , (2)

= 0,96 • 0,98• 0,98• 0,995 = 0,86

де б - ККД барабана, який дорівнює б=0,96;

м - ККД муфт, які дорівнюють м=0,98;

3 - ККД зачеплення зубців, який дорівнює 3=0,98;

п - ККД підшипників, які дорівнюють п=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

МТКF

011-6

012-6

111-6

112-6

211-6

311-6

312-6

411-6

412-6

Потужність на валу Рв (кВт)

1,7

2,7

4,1

5,8

9,0

13,0

17,5

27,0

36,0

Частота обертання n (хвил.)

835

835

850

870

885

895

910

915

920

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)

111

112

113

114

115

16,5

18

19,5

21

22,5

24

5,5

27

28

Розривне зусилля, Nр (кН)

663

772

881

999

1114

126

139

191

222

251

287

324

365

396

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/ ( • 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 б і м - вищевказані ККД барабана та муфт.

Обертовий момент на проміжному валу T2 дорівнює:

Т2 = , (кНмм) (6)

Т2 = = 231 кНмм

де 3 і п - 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 [н] 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 [н] визначають за формулою із [3]:

[н] = , (7)

де SH - коефіцієнт безпеки, який дорівнює SH =1 ,2;

KHL - коефіцієнт витривалості,

но - границя витривалості.

Величина но зв'язана з твердістю НВ формулою:

но = 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) но у розмірі:

но = 2 • 250 +70 = 570

Збільшення твердості шестерні на 50 одиниць дозволяє прискорити припрацювання зубців зубчастих пар.

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

[н] = = 475

Для прийнятих кінематичних схем редуктора (рис. 1) міжосьову відстань першого ступеня аw1 та другого ступеня аw2 визначають за формулами:

(10)

де aкоефіцієнт, який дорівнює a = 0,3;

T2, T3 – обертові моменти (кНмм);

K1, K2 – коефіцієнти концентрації навантаження (уздовж зубців), які визначають у залежності у залежності від коефіцієнтів в1, в2 пов’язані з a та U1, U2 формулами :

в1 = 0,5 a (U1 + 1); (11)

в1 = 0,5 • 0,3 (10,6 + 1) = 1,7

в2 = 0,5 a (U2 + 1);

в2 = 0,5 • 0,3 (8,2 + 1) = 1,4

Залежність між K1, K2 і в1, в2 наведена у табл. 3.

Таблиця 3.

в1, в2

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

1,8

K1

1,02

1,05

1,08

1,11

1,15

1,19

1,23

1,28

1,33

K2

1,01

1,02

1,03

1,05

1,07

1,10

1,13

1,16

1,19

K1 = 1,33

K2 = 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.

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 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-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 зубців зубчастих пар та остаточних значень міжосьової відстані.

Число зубців косозубої шестерні (перший ступень) знаходять за формулою:

Z11 = (13)

Z11 = = 16,617

де - кут нахилу зубців, який дорівнює =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),

[] - допустиме напруження при роботі на кручення валів з урахуванням ще роботі на згинання; яке дорівнює []=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;

- показник радикалу, який дорівнює для радіальних підшипників = 3, а для радіально - упорних = 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.

Визначення типу

Розміри підшипників, мм

Вантажо-

підйомність Ст,кН

D

Д

В

D1

Д1

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.

Визначення типу

Розміри підшипників, мм

Ст, кН

D

Д

В

D1

Д1

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

Розміри у перерізу шпонки, мм

Глибина пазу на

валу – t, мм

Ширина - в

Висота - h

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;

[3м] – допустиме напруження на зминання шпонки, яке дорівнює

[3м] = 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.

Похожие работы: