Проектування редуктора вантажопідйомного механізму крана з електроприводом

Проектування редуктора вантажопідйомного механізму крана з електроприводом

Курсова робота

Зміст та обсяг курсової роботи

1. Визначення потрібної потужності електродвигуна.

2. Вибір електродвигуна.

3. Вибір діаметра каната та барабана вантажопідйомного механізму крану.

4. Визначення передаточних відношень ступенів редуктора.

5. Визначення обертових моментів на валах редуктора.

6. Визначення частот обертання валів редуктора.

7. Визначення міжосьової відстані валів редуктора.

8. Визначення модулів зачеплення зубчастих пар редуктора.

9. Визначення числа зубців зубчатих пар та остаточних значень міжосьової відстані.

10. Визначення основних розмірів зубчастих шестірьон і коліс редуктора.

11. Визначення основних розмірів валів.

12. Вибір підшипників редуктора за динамічною вантажопідйомністю.

13. Визначення розмірів шпонок для з'єднання зубчастих колес з валами.

Список використаної літератури

1. Визначення потрібної потужності електродвигуна

Потрібну потужність через параметри N, V, що задано, знаходять за формулою:

Рп = N*V/, (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);

- 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.

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 Р_в 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 Р_в не менше Р_п.

Двигун МТКF 012-6

Р_в = 2,7 (квт)

N = 835 (хвил.)

3. Визначення діаметрів каната та барабана вантажопідйомного механізму крана

Діаметр каната dк приймають у залежності від розривного зусилля N_р, яке визначають за формулою:

N_р = N * K / Z , (кн) (3)

N_р = 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 N_р 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 Д_б визначають за формулою із [5]:

Д_б = е * dk, (мм)

Д_б = 25 * 11 = 275 мм

Де е - коефіцієнт, що дорівнює е=25;

Dk - діаметр канату із табл. 2.

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

Д_б = 300 мм

4. Визначення передаточних відношень ступенів редуктора

Частоту обертання барабана пб можна визначити за формулою:

Nб = 60 * V * 10/ ( * Д_б), (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

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

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

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 a - коефіцієнт, 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

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

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 - 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)

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.

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)

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.

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 С_п 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.

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

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.