МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

НАЦІОНАЛЬНИЙ ТРАНСПОРТНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА «ДОРОЖНІ МАШИНИ»

Розрахунково-пояснювальна записка

до курсової роботи

з дисципліни

«Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання»

Виконав: студент групи АА – ІІІ - 1

Гончаренко Олександр Євгенійович

Керівник: Дем’янюк В.А.

Київ 2015

НТУ, кафедра ДМ		1. Завдання на курсову роботу				№ 201
1 – Електродвигун 2 – Муфта і гальмо 3 – Редуктор 4 – Відкрита зубчаста передача 5 – Барабан 6 – Поліспаст
№ варіанта Пара-метри	Вантажо- підйомність, Q	Швидкість підняття вантажу, V	Передаточне				Термін служби привода, Lh
			число зубчастої передачі редуктора Uр		Режим роботи
	Т	м/с	-		-		год
1	1,0	0,2	5,0		середній		18000
2	1,25	0,63	3,15		середній		15000
3	1,6	0,16	5,6		легкий		25000
4	2,0	0,25	5,6		середній		19000
5	2,5	0,25	6,3		важкий		16000
6	3,2	0,63	5,0		особ. важк		17000
7	4,0	0,4	4,5		легкий		20000
8	5,0	0,5	4,5		легкий		27000
9	1,0	0,63	3,55		важкий		16000
10	1,25	0,16	6,3		середній		24000
11	1,6	0,2	5,6		середній		19000
12	2,0	0,32	5,6		важкий		16000
13	2,5	0,32	4,5		легкий		20000
14	3,2	0,4	3,55		легкий		20000
15	4,0	0,63	4,0		легкий		15000
16	5,0	0,32	6,3		легкий		17000
17	1,0	0,16	6,3		легкий		17000
18	1,25	0,2	4,5		легкий		26000
19	1,6	0,32	5,0		особ. важк		21000
20	2,0	0,5	5,0		особ. важк		12000
21	2,5	0,5	3,15		легкий		19000
22	3,2	0,5	4,0		легкий		22000
23	4,0	0,32	5.6		важкий		15000
24	5,0	0,25	5,6		легкий		23000
25	1,0	0,4	4,0		важкий		20000
26	1,25	0,5	4,0		важкий		19000
27	1,6	0,63	4,0		особ. важк		20000
28	2,0	0,63	4,5		важкий		17000
29	2,5	0,4	5,6		особ. важк		15000
30	3,2	0,63	5,6		особ. важк		18000

Студент Гончаренко О. Є. Група АА – ІІІ – 1

Результати розрахунків

uр = 6,3
n1 = 930 об/хв
Т1 = 71,91 Н·м
aw = 160 мм
d1 = 44 мм
d2 = 276 мм
bш = 68 мм
Ведучий вал	dп1 = 25 мм
	d = 45 мм
Ведений вал	dп2 = 45 мм
	d = 45мм

Зміст

1. Визначення силових і кінематичних параметрів приводу………..…....5

2. Проектний розрахунок зубчастої передачі…………………………….…10

3. Розрахунок валів редуктора…………………………………………….….13

3.1. Розрахунок ведучого вала редуктора…………………………....13

3.2. Визначення параметрів веденого вала редуктора.……..……18

4. Розрахунок підшипників редуктора………………………………………..19

4.1. Розрахунок підшипників ведучого вала……………………………19

4.2. Визначення параметрів підшипників веденого вала.….…..…….20

5. Коротка характеристика редуктора………………………………….……..21

Література, рекомендована для виконання курсової роботи……….…….22

Специфікація…………………………………………………………………...…23

1. Визначення кінематичних і силових параметрів приводу

Дані для розрахунку:

• вантажопідйомність, Q = 2,5 т;

• швидкість підйому вантажу, V_в = 0,25 м/с;

• передаточне число зубчастої передачі редуктора, u_р = 6,3;

• режим роботи – важкий (В).

Використовуючи ці дані необхідно визначити:

• потужність електродвигуна;

• діаметри каната і барабана;

• передаточні числа привода;

- частоти та кутові швидкості обертання валів привода;

- обертові моменти на валах привода.

Визначення потужності електродвигуна

Потужність на барабані механізму підйому вантажу знаходимо за формулою

де - вага вантажу, Н

V - швидкість підйому вантажу, м/с;

- коефіцієнт корисної дії поліспаста, який розраховується за формулою

,

де - коефіцієнт корисної дії одного блоку (приймаємо );

- кратність поліспаста, яку розраховуємо за формулою

,

де z – кількість віток каната, на яких висить вантаж; – кількість віток каната, що намотуються на барабан.

В заданому варіанті z =2 і =1, тому

.

,

а потужність на барабані

.

Розрахункову потужність електродвигуна приводу знаходимо за формулою

,

де - коефіцієнт корисної дії приводу. Згідно заданій схемі приводу

,

де - коефіцієнт корисної дії муфти-гальма, розташованої між електродвигуном і редуктором (для муфти типу МПВП приймаємо

);

- коефіцієнт корисної дії однієї пари підшипників кочення (приймаємо );

- кількість пар підшипників кочення ( =3);

- коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі редуктора (приймаємо );

- коефіцієнт корисної дії відкритої циліндричної передачі (приймаємо ).

Тоді

.

Розрахункова потужність електродвигуна приводу складає:

.

Тип і параметри електродвигуна вибираємо за табл. Д1.1 (додаток 1) (оскільки кранові електродвигуни мають запас потужності 15%...20%, то можна вибирати електродвигуни зі зменшеними показниками потужності). Для важкого режиму роботи вибираємо електродвигун: тип МТF 211–6; номінальна потужність двигуна ; (тривалість включення ТВ = 40%).

Визначення діаметрів каната і барабана

Максимальне зусилля , що діє в канаті визначається за формулою

.

Згідно заданій схемі поліспаста, кількість віток каната, на яких висить вантаж . Тому

.

Розривне зусилля в канаті

,

де - коефіцієнт запасу міцності, значення якого вибирається з табл. Д1.2 (додаток 1). Для важкого режиму роботи , тому

.

Діаметр канату визначається за табл. Д1.3 (додаток 1) в залежності від . Приймаємо канат типу ЛК-Р: ;

; .

Діаметр барабана механізму підйому вантажу визначаємо за формулою:

,

де - коефіцієнт, який вибирається за табл. Д1.2 (додаток 1).

Для важкого режиму роботи . Тоді

.

За ДСТУ 2451-94 діаметр барабанів бажано вибирати із значень: 160, 200, 250, 300, 350, 400, 450, 500, 630, 800, 1000 мм.

Допускається зменшення діаметра барабана на 15% відносно розрахункового значення з наступним округленням до найближчого числа, кратного 10.

Приймаємо діаметр барабана .

Діаметр барабана по центрах розміщення каната на барабані

.

Визначення передаточних чисел привода

Визначаємо кутову швидкість обертання барабана, обумовлену швидкістю підйому вантажу і кратністю поліспаста

.

Частота обертання барабану

.

Загальне передаточне число привода знаходимо за формулою

.

З іншого боку, загальне передаточне число привода можна виразити як добуток

,

де - передаточне число зубчастої передачі редуктора; - передаточне число відкритої зубчастої передачі.

.

Передаточне число не стандартизується.

Визначення частот та кутових швидкостей обертання валів привода

Вал двигуна (ведучий вал редуктора):

;

.

Ведений вал редуктора (ведучий вал відкритої зубчастої передачі):

;

.

Ведений вал відкритої зубчастої передачі:

;

.

Перевіркою правильності виконаних розрахунків є близькі значення параметрів: і . Перевіряємо:

;

.

Визначення обертових моментів на валах привода

Вал двигуна

.

Ведучий вал редуктора

.

Ведений вал редуктора (ведучий вал відкритої зубчастої передачі)

.

Ведений вал відкритої зубчастої передачі (вал барабана)

.

Для перевірки правильності визначення обертових моментів розраховуємо за формулою

.

Близькі значення обертових моментів , визначених за двома

формулами, свідчить про вірність силових розрахунків привода.

2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі

Проектний розрахунок проводиться для попереднього визначення розмірів зубчастої передачі.

Дані для розрахунку:

- обертовий момент на ведучому валу редуктора, T₁=71,91 Н· м;

- передаточне число зубчастої передачі, u_р=6,3.

Матеріали для зубчастих коліс. На підставі рекомендованих марок сталей, які використовуються для виготовлення зубчастих коліс [6],[8], вибираємо такі сталі:

- для шестірні - сталь 40Х з твердістю за шкалою Брінеля HB₁ = 432 daH/мм² (за шкалою Роквелла HRC₁ =45);

- для колеса - сталь 50 з твердістю за шкалою Брінеля HB₂ =390 daH/мм² (за шкалою Роквелла HRC₂ =40,5);

Міжосьова відстань зубчастої передачі а_w визначається з умови забезпечення контактної витривалості зубців передачі і розраховується за формулою

а_w= k_а · (u_р+1)· ,

де k_а - коефіцієнт, який для прямозубої передачі приймається k_а =495;

Т_1Н - розрахунковий обертовий момент, який приймаємо

Т_1Н = T₁= 71,91 Н· м;

k_Hβ - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця; при виконанні курсової роботи приймаємо k_Hβ =1,08;

ψ_ba - коефіцієнт ширини зубчастих коліс, значення якого регламентується стандартом; при виконанні курсової роботи коефіцієнт ψ_ba можна вибирати з таких рекомендованих значень: 0,315; 0,4; 0,5; 0,63. Приймаємо ψ_ba = 0,4;

σ_HP -допустиме контактне напруження при розрахунку зубчастої передачі.

Для шестірні і зубчастого колеса напруження σ_HPі визначаються за формулою

σ_HPі = 0,9· · Z_Nі,

де σ_Нlimі - границі контактної витривалості для матеріалів шестірні та зубчастого колеса, які визначаємо за формулами:

σ_Нlim1=17·HRC₁+200 =17·45+200 = 965 H/мм²;

σ_Нlim2=2·HB₂+70 =2·390+70 = 850 H/мм²;

S_Hminі - мінімальні коефіцієнти запасу міцності, які при відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестірні та зубчастого колеса приймаються рівними

S_Hmin1= S_Hmin2=1,1;

Z_Nі - коефіцієнти довговічності, які, з метою спрощення розрахунків, наближено визначаються за залежностями:

Z_N1 = 0,95+0,002·N; Z_N2 = 1,0+0,002·N,

де N - номер варіанта завдання на курсову роботу.

Z_N1 = 0,96; Z_N2 = 1,01.

Тоді допустимі контактні напруження:

для шестірні

σ_HP1= 0,9· · Z_N1 =0,9· · 0,96 = 758 H/мм²;

для зубчастого колеса

σ_HP2= 0,9· · Z_N2 =0,9· ·1,01 = 702,4 H/мм².

За розрахункове значення допустимого контактного напруження приймається менше з цих двох значень, тобто

σ_HP = min (σ_HP1; σ_HP2) = min (758; 702,4) = 702,4 H/мм².

Міжосьова відстань прямозубої зубчастої передачі

а_w=k_а·(u_р+1)· =495·(6,3+1)· =143,35 мм.

За табл. Д1.4 (див. додаток 1) обираємо а_w=160 мм.

Модуль m зубчастих коліс визначається в залежності від твердості робочих поверхонь зубців шестірні і колеса [6], [8]. Для вибраних вище матеріалів шестірні і колеса твердість складає:

шестірня - НRС₁=45 (НВ₁=432 dаН/мм²);

зубчасте колесо - НВ₂=390 dаН/мм².

Для цих значень твердості модуль розраховується за формулою

m =(0,0125…0,025) · а_w =(0,0125…0,025) · 112 = 1,4…2,8 мм.

Приймаємо стандартний модуль m = 2 мм (табл. Д1.5, додаток 1).

Кількість зубців шестірні та колеса визначаємо за формулами:

z₁ = = 22.

z₂ = z₁·u_р = 14,61·6,3 = 138.

Приймаємо: z₁ = 22; z₂ = 138.

Перевіряємо відповідність міжосьової відстані вибраному стандартному значенню (а_wст = 160 мм)

a_w = =160мм.

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа зубчастої передачі від стандартного (стандартні значення передаточних чисел u_ст наведені в додатку 1, табл. Д1.4). Фактичне передаточне число

u_ф = = 6,3.

∆u = ·100% = % =0%,

що допускається, оскільки при u_ст< 4,5 допустиме відхилення складає ∆u ≤ 2,5%.

Параметри зубчастих коліс і передачі:

ділильні діаметри:

d₁ = m·z₁ = 2·22 = 44 мм;

d₂= m·z₂ = 2·138 = 276 мм;

діаметри вершин зубців:

d_a1 = d₁+2·m = 44+2·2 =48 мм;

d_a2 = d₂+2·m = 276+2·2 =280 мм;

діаметри впадин зубців:

d_f1 = d₁ - 2·1,25·m = 44 - 2·1,25·2 = 39 мм;

d_f2 = d₂ - 2·1,25·m = 276 - 2·1,25·2 = 271 мм;

ширина зубчастих вінців колеса та шестірні:

b_к (b_w) = ψ_ba· a_w = 0,4 · 160 = 64 мм ;

b_ш = b_к + 4 = 64 + 4= 68 мм.