Міністерство освіти і науки України
Поліський національний університет
Факультет інженерії та енергетики
Кафедра процесів
машин і обладнання в
агроінженерії
Курсова робота
З дмсципліни : «Деталі машин і підіймально-транспортні машини»
На тему: «Привід механізма пересування мостового крана»
Виконав: студент (АІ20+21тнт)
Дармограй М. М.
Перевірив: Забродський П. М.
Житомир 2022
Зміст
ВСТУП. 4
АННОТАЦІЯ. 5
1. РОЗРОБКА КИНЕМАТИЧНОЇ СХЕМИ МАШИННОГО АГРЕГАТУ. 7
2. ВИБІР ДВИГУНА. КИНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ. 8
3. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАТОГО (ЧЕРВ'ЯЧНОГО) ПЕРЕДАЧІ. ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСКИХ
НАПРУГ. 11
4. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ (ЧЕРВ'ЯЧНОЇ) ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА. 13
5. РОЗРАХУНОК ВІДКРИТОГО ПЕРЕДАЧІ. 18
6. РОЗРАХУНОК НАВАНТАЖЕННЯ ВАЛІВ РЕДУКТОРА. 24
7. РОЗРОБКА КРЕСЛЕННЯ ЗАГАЛЬНОГО ВИДУ РЕДУКТОРА. 26
8. РОЗРАХУНОЧНА СХЕМА ВАЛІВ РЕДУКТОРА . 27
9. ПРОВІРКОВИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ. 37
10. РОЗРОБКА КРЕСЛЕННЯ ЗАГАЛЬНОГО ВИДУ ПРИВОДУ. 40
11. ПРОВІРКОВІ РОЗРАХУНКИ. 45
СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ. 49
Вступ
Машинобудуванню належить провідна роль серед інших галузей економіки, оскільки основні виробничі процеси виконують машини. Тому й технічний рівень багатьох галузей значною мірою визначає рівень розвитку машинобудування.
Підвищення експлуатаційних та якісних показників, скорочення часу розробки та впровадження нових машин, підвищення їх надійності
Створення машин, що відповідають потребам народного господарства, має передбачати їх найбільший економічний ефект та високі тактико-технічні та експлуатаційні показники.
Основні вимоги, що пред'являються до створюваної машини: висока продуктивність, надійність, технологічність, ремонтопридатність, мінімальні габарити і маса, зручність експлуатації, економічність, технічна естетика. Всі ці вимоги враховують у процесі проектування та довговічності – основні завдання конструкторів-машинобудівників. Одним з напрямків вирішення цих завдань є вдосконалення конструкторської підготовки студентів вищих технічних навчальних закладів.
Великі можливості для вдосконалення праці конструкторів дає застосування ЕОМ, що дозволяє оптимізувати конструкції, автоматизувати значну частину процесу проектування. Представлені в книзі різні конструктивні рішення можна використовувати для створення графічної бази даних, що використовується при проектуванні.
АННОТАЦІЯ.
У даному курсовому проекті з деталей машин розглянутий люленчатий елеватор також зроблено необхідні розрахунки циліндричного одноступінчастого косозубого редуктора і відкритої ланцюгової передачі. Підібраний необхідний матеріал деталей, що відповідає вимогам надійності та довговічності приводу люленчатого елеватора. Також розроблені необхідні креслення редуктора приводу механізму.
1. Термін служби приводного пристрою.
Термін служби Lh, год, визначаємо за формулою:
Lh=365LrKrtcLcKc;
Де Lr- термін служби приводу, років; Kr-коефіцієнт річного використання,
Kr=
;tc- тривалість зміни, ч; Lc- число змін ; Kc- коефіцієнт зміну використання,
Kc=
;
;
=
;| Місце установки | Lr | Lc | tc | Lh, г | Характер нагрузки | Графік роботи |
| ОАО “УфаГидромаш” | 6 | 4 | 8 |  | З похибкою | Постійний |
2. Вибір двигуна.
Кінематичний розрахунок. Розрахунок приводу.
2.1. Визначення номінальної потужності та номінальної частоти обертання двигуна.
1. Визначаємо необхідну потужність робочої машини Pрм, кВт;
Pрм = FJ;Pрм=
;2. Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу:
;
;3. Визначаємо необхідну потужність двигуна Pдв, кВт:
;
;4. Визначаємо номінальну потужність двигуна Pном, кВт.
; 
;5. Вибираємо тип двигуна:
4AM132S6У3
; Pном=5,5 кВт;2.2 Визначення передавального числа приводу та його щаблів.
1. Визначаємо частоту обертання приводного валу робочої машини nрм, мін- 1
, звідси 
;Де V швидкість тягового органу, м/с;
;2. Визначаємо передатне число приводу при заданій номінальній потужності. Uзп=4;
; 
;3. Визначаємо максимальне відхилення частоти обертання приводного валу робочої машини.
, мін-1;
;4. Визначаємо допустиму частоту обертання приводного валу робочої машини з урахуванням відхилення
, мін-1:
;5. Визначити фактичне передавальне число приводу UФ:
;6. Уточнимо передавальні числа закритої та відкритої передач відповідно до обраного варіанта розбивки передавального числа приводу
:
При цьому краще уточнити Uоп, залишивши незмінним значення. Uзп. Таким чином, вибираємо двигун 4AM132S6У3 nном=965 хв-1, Pном=5,5 кВт, передавальні числа, приводу U=11,2, редуктора Uзп=2,8, відкритої передачі Uоп=4.
2.3. Визначення силових та кінематичних параметрів приводу.
| 4AM132S6У3 4AM132S6У3 nном=965 мін-1, Pном=5,5 кВт | |||||||
| Параметр | Передача | Параметр | Вал | ||||
| Закрита(редуктор) | відкрита | двигателя | Редуктора | привод рабочей машины | |||
| швидкохідна | тихохідна | ||||||
| Передавальне чипло U | 2,8 | 4 | Розрахункова потужність P, кВт | 4,38 | 4,25 | 4,08 | 3,84 |
| Кутова швидкість  , с-1 | 101,05 | 101,05 | 36,09 | 9,02 | |||
| КПД  | 0,97 | 0,96 | Частота обертівn, мін-1 | 965 | 965 | 344,6 | 86,16 |
| Крутний момент T,  | 43,34 | 42,05 | 113,07 | 425,51 | |||
3. Вибір матеріалу зубчастих передач.Вибір твердості, термообробки та матеріалу коліс.
| Параметр | Шестерня | Колесо | |
| Матеріал | Сталь 40Х | Сталь 40Х | |
| Термообработка | Покращення | Покращення | |
| Твердість | 269…302 HB | 235…262 HB | |
| Допусктиме напруга при кількості циклів зміни напруг NHO; NFO; H/мм2 |  | 1,8HBср+67=  | 1,8HBср+67=  |
 | 1,03HBср=  | 1,03HBср=  | |
Визначення допустимих контактних напруг
а) Визначити коефіцієнт довговічності для зубів шестерні KHL1 та колеса KHL2:KHL1=
; KHL2= 
;Де NНО-число циклів зміни напруги, що відповідає межі витривалості; N- число циклів зміни напруг протягом усього терміну служби (напрацювання), N=573 Lh. Тут - кутова швидкість відповідного валу, с-1; Lh-термін служби приводу (ресурс), год.HBср1=
; HBср2=
;N1=
; N2=
;KHL1=
;KHL2=
;б) Визначити допустимі контактні напруги для зубів шестірні
і колеса 
: =
; 
=
.
=
Визначення напруг, що допускаються, вигину
, H/мм2.а) Коефіцієнт довговічності для зубів шестерні KFL1 та колеса KFL2.
KFL1=
KFL2=
; KHL1=
;б) Допустима напруга вигину для зубів шестерні
колеса 
; 
;
;4. Таблична відповідь до завдання 3:
| Элемент передачі | Марка сталі | Dпред | Термообробока | HB1cp |  |  |  |  |
| Sпред | ||||||||
| HB2cp | Н/мм2 | |||||||
| Шестерня | 40Х | 125 | Покращення | 285,5 | 900 | 410 | 513 | 255 |
| 125 | ||||||||
| Колесо | 40Х | 125 | Покращення | 248,5 | 790 | 375 | 513 | 255 |
| 125 | ||||||||
4. Розрахунок зубчастих передач редукторів.Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі .
Проектний розрахунок
1. Визначити головний параметр-міжосьова відстань aw, мм:
;Де Ка-допоміжний коефіцієнт, для косозубих передач Ка=43.
- коефіцієнт ширини вінця колеса, рівний 0,28 ... 0,36 - для шестерні розташованої симетрично щодо опор в проектованих нестандартних одноступінчастих редукторах; U-передаточне число редуктора;T2- крутний момент на тихохідному валу при розрахунку редуктора або на приводному валу робочої машини; - допустима контактна напруга з менш міцним зубом або середня допустима контактна напруга, ;
- Коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, для зубів, що приробляються =1;
; Округлюємо значення 
до найближчого табличного, =95 мм.Визначаємо модуль зачеплення m, мм;
; 
Округлюємо значення m=1,38 до найближчого табличного значення m=1,5мм;
2. Визначаємо кут нахилу зубів для косозубих передач:
;
Визначаємо сумарне число зубів шестірні та колеса:
; 
;4.Уточнимо дійсну величину кута нахилу зубів для косозубих передач:
; 
;Визначити кількість зубів шестірні:
; 
;Визначаємо кількість зубів колеса:
; 
;Визначити фактичне передатне число і перевірити його відхилення від заданого:
; 
Визначаємо фактичну міжосьову відстань:
; 
;
8. Визначаємо фактичні основні геометричні параметри передачі, мм:
| Параметр | Шестерня | Колесо | |
| Діаметр | Ділительний |  50,56 |  139,44 |
| Вершин зубів |  53,56 |  142,44 | |
| Задин зубів |  46,96 |  135,84 | |
| Ширина вінца |  =28 |  26 | |
Перевірочний розрахунок.
Перевіряємо міжосьову відстань: aw=(d1+d2)/2;
;Перевіряємо придатність заготовок коліс
:Діаметр заготовки шестерні Dзаг = da1 + 6мм, товщина диска або обода колеса закритої передачі Sзаг=b2+6мм;
Dзаг=53,56+6=59,56
125- заготівля шестерні придатна;Sзаг=26+4=30
125- заготівля колеса придатна;3. Перевіряємо контактну напругу , H/мм2:
=
Де K-допоміжний коефіцієнт для косозубих передач К=376;
- окружна сила у зачепленні, Н;
- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, для косозубих 
=1,13
- коефіцієнт динамічного навантаження, що залежить від окружної швидкості коліс та ступеня точності передачі, =1,03;
;Проверяємо напруги вигину зубів шестерні та колеса
, Н/мм2;
;
;Де m-модуль зачеплення, мм; b2-ширина зубчастого вінця колеса; Ft-окружна сила в зачепленні, Н; KFa-коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, для косозубих коліс KFa=1;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колес =1; ефіцієнт динамічного навантаження, що залежить від окружної швидкості коліс і ступеня точності передачі, = 1,07;Yf1 і Yf2 - коефіцієнти форми зуба та колеса,
Yf1=3,75, Yf2=3,6;
;
;
5.Складемо табличний відповідь до завдання 4:| Провірочний розрахуник | ||||||
| Параметр | Значення | Параметр | Значення | |||
| Межосевое значення aw | 95 | Угол наклона зубів  | 11,77757o | |||
| Модуль зацеплення m | 1,5 | Діметр делительной окружности Шестерни d1 Колеса d2 | 50,56 139,44 | |||
| Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2 | 28 26 | |||||
| Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2 | 33 91 | Діметр окружности вершин Шестерни da1 Колеса da2 | 53,56 142,44 | |||
| Вид зубів | косые | Діметр окружности впадин Шестерни dF1 Колесо dF2 | 46,96 135,84 | |||
| Проверочный расчет | ||||||
| Параметр | Допустимі значення | Розрахункові значення | ||||
| Контактные напряження  ,Н/мм2 | 513 | 532 | ||||
| Напряження згина Н/мм2 |  | 255 | 153 | |||
 | 255 | 147 | ||||
5. Розрахунок відкритих передач.1 2 3 4