Кинематическая схема машинного агрегата. Условия эксплуатации машинного агрегата

Страницы работы

34 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

=140/4,10 =  34 об/мин      w3=  34π/30 = 3,58 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn3/6·104 = 10·80·34/6·104 = 0,45 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 5%

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтрηмηпк = 1,32·0,99·0,995 = 1,30 кВт

P2 = 2P1ηцил.пηпк2 = 2·1,30·0,97·0,9952 = 2,50 кВт

P3 = P2ηцеп.пηпс2 = 2,50·0,92·0,992 = 2,25 кВт

          Крутящие моменты:

Т1 = P1/w1 = 1300/73,3 = 17,7 Н·м

Т2 =  2500/14,7 = 170,1 Н·м

Т3 = 2250/3,58 = 628,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал

Число оборотов

об/мин

Угловая скорость

рад/сек

Мощность

кВт

Крутящий момент

Н·м

Вал электродвигателя

700

73,3

1,320

18,0

Ведущий вал редуктора

700

73,3

1,300

17,7

Ведомый вал редуктора

 140

14,7

2,50

170,1

Рабочий вал

 34

3,58

2,25

 628,5


3      Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.49], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ230 [1c.50], колесо: термообработка – нормализация – НВ190.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]H = KHL[σ]H0, где KHL – коэффициент долговечности

KHL = (NH0/N)1/6, где NH0 = 1·107 [1c.51],

N = 573ωLh  = 573·14,7·12,5·103 = 10,5·107.

Так как N > NH0, то КHL = 1.

[σ]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·230+67 = 481 МПа.

 [σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·190+67 = 409 МПа.

 [σ]H =  0,45([σ]H1 +[σ]H2) = 0,45(481+409) = 401 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]F = KFL[σ]F0, где KFL – коэффициент долговечности

Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

[σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·230 = 237 МПа.

 [σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·190 = 196 МПа.

[σ]F1 = 1·237 = 237 МПа.

[σ]F2 = 1·186 = 196 МПа.

4      Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

               , где  Ка = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],

ψba = 0,315 – коэффициент ширины колеса,

КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

аw = 43,0(5,0+1)[170,1·103·1,0/(4012·5,02·0,315)]1/3 = 133 мм принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 140 мм.

Модуль зацепления

m > 2KmT2/(d2b2[σ]F), где Km = 5,8 – для косозубых колес,

d2 – делительный диаметр колеса,

d2 = 2awu/(u+1) = 2·140·5,0/(5,0 +1) = 233 мм,

b2 – ширина колеса

b2 = ψbaaw = 0,315·140 = 44 мм.

m > 2·5,8·170,1·103/233·44·196 = 1,0 мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

zc = 2awcosβ/m

β = 10° – угол наклона зубьев

zc =  2·140cos10°/2,0 = 138

Число зубьев шестерни:

z1 = zc/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23

Число зубьев колеса:

z2 = zc–z1 = 138 – 23 =115;

уточняем передаточное отношение: 

u = z2/z1 =115/23 = 5,00,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

cosb = zcm/2aW = 138×2/2×140 = 0,9857 ® b = 9,70°.

Фактическое межосевое расстояние:

aw = (z1+z2)m/2cosβ = (115+23)·2,0/2cos 9,70° = 140 мм.

делительные диаметры

       d1 = mz1/cosβ = 2,0·23/0,9857= 46,67 мм,       

d2 = 2,0·115/0,9857= 233,33 мм, диаметры выступов

da1 = d1+2m = 46,67+2·2,0 = 50,67 мм                

da2 = 233,33+2·2,0 = 237,33 мм диаметры впадин

df1 = d1 – 2,4m = 46,67 – 2,5·2,0 = 41,67 мм

     df2 = 233,33 – 2,5·2,0 = 228,33 мм ширина колеса

b2 = ybaaw = 0,315·140 = 44 мм ширина шестерни

b1 = b2 + (3÷5) = 44+(3÷5) = 48 мм

Окружная скорость

v = ω2d2/2000 = 14,7·233,33/2000 = 1,71 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная  на шестерне и колесе

Ft1 = 2T1/d1 = 2·17,7·103/46,67 = 758 H

Ft2 = 2T2/d2 = 2·170,1·103/233,33 = 1458 H

- радиальная

Fr = Fttga/cosβ = 758tg20º/0,9857= 280 H

- осевая сила:

Fa = Fttgb = 758tg 9,70° = 129 Н.

Расчетное контактное напряжение

, где К = 376 – для косозубых колес [1c.61],

КНα = 1,09 – для косозубых колес,

КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

КНv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σH = 376[1458(5,0+1)1,09·1,0·1,04/(233,33·44)]1/2 = 370 МПа.

Недогрузка (401 – 370)100/401 = 7,8% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2), где YF2 – коэффициент формы зуба,

Yβ = 1 – β/140 = 1 –  9,70/140 = 0,931,

KFα = 1,91 – для косозубых колес,

KFβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

           KFv = 1,10 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z1 = 23 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 23/0,98573 = 24 → YF1 = 3,92, при z2 =115 → zv2 = z2/(cosβ)3 =115/0,98573 = 120 → YF2 = 3,61.

σF2 = 3,61·0,931·1458·1,0·1,0·1,10/2,0·44 = 61,3 МПа < [σ]F2

σF1 = σF2YF1/YF2 = 61,3·3,92/3,61 = 66,5 МПа < [σ]F1.

Так как расчетные напряжения σH < [σH] и  σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.


5      Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 28 МПа – допускаемое давление в шарнирах.       

Кэ – коэффициент эксплуатации

Кэ = КдКсКqКрегКр, где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки,

          Кс = 1,5 – смазка периодическая,

          Кq = 1,0 – положение передачи горизонтальное,

          Крег  = 1,25 – нерегулируемая передача,

          Кр = 1 – работа в одну смену.

Кэ = 1,5×1,25 = 1,88.

z1 – число зубьев малой звездочки,

z1 = 29 – 2u = 29 – 2×4,1 = 20,8, принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 21

р = 2,8(170,1×103×1,88/21×28)1/3 = 22,8 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 25,40 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м;

- диаметр валика d1 = 7,92 мм;

- ширина внутреннего звена b3 = 15,88 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 32,0 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u = 21×4,1 = 86,1

Принимаем z2 = 86

Фактическое передаточное число

u2 = z2/z1 = 86/21 = 4,09

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

|4,09 – 4,1|100/4,1 = 0,24%

Межосевое расстояние

ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 8D2]0,5}

где Lp – число звеньев цепи,

zc – суммарное число зубьев,

zc =z1+z2 = 21+86 =107,

D = (z2 – z1)/2p = (86 – 21)/2p =10,35

Lp = 2ap+0,5zc+D2/ap = 2×40+0,5×107+ 10,352/40 = 136,2

где ар  = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем Lp = 136

ар = 0,25{136 – 0,5×107+[(136 – 0,5×107)2 – 8×10,352]0,5} = 40,0

a = app = 40,0×25,40  = 1016 мм.

Длина цепи

l = Lpp = 136·25,40 = 734 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

dд = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:      

dд1 = 25,40/[sin(180/21)] = 170 мм, ведомая звездочка:

dд2 = 25,40/[sin(180/86)] = 695 мм.

Диаметры выступов

De = p(K+Kz – 0,31/l)

где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба

       l  – геометрическая характеристика зацепления,

Кz – коэффициент числа зубьев

l = р/d1 = 25,40/7,92 = 3,21,

Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/21 = 6,63,

Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/86 = 27,36,

De1 = 25,40(0,7+6,63 – 0,31/3,21) = 184 мм,

De2 = 25,40(0,7+27,36 – 0,31/3,21) = 710 мм.

Диаметры впадин:

Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)

Df1= 170 – (7,92 – 0,175×1700,5) = 160 мм

Df2= 695 – (7,92 – 0,175×6950,5) = 682 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b3 – 0,15 = 0,93×15,88 – 0,15 = 14,62 мм

Толщина диска:

С = b+2r4 = 14,62+2×1,6 = 17,8 мм где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15×103/p = 15×103/25,4 = 590 об/мин

Условие n = 140 < [n] = 590 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z1n2/60Lp = 4×21×140/60×136 = 1,4

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/25,40 = 20

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z1pn2/60×103 = 21×25,40×140/60×103 = 1,24 м/с

          Окружная сила:

Ft = Р2/v = 2,50·103/1,24 = 2016 H

Давление в шарнирах цепи

p = FtKэ/А, где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d1b3 = 7,92×15,88 = 126 мм3.

р = 2016×1,88/126 = 30,1 МПа.

Условие р < [p] = 32,0 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(kдFt+Fv+F0)

где Fv – центробежная сила

F0 – натяжение от провисания цепи.

Fv = qv2 = 2,6×1,242 = 4 H

F0 = 9,8kfqa = 9,8×1×2,6×1,016 = 26 H

где kf = 1 – для вертикальной передачи.

s = 60000/(1×2016+26+ 4) = 29,0 > [s] = 8,6 [1c.94].

Сила давления на вал

Fв = kвFt+2F0  = 1,15×2016+2×26 = 2370 H.

где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p]  и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.


6  Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная   

Ft = 758 Н

радиальная 

Fr  = 280 H

осевая

Fa = 129 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

Fм = 100·Т11/2 = 100·17,71/2 = 421 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

Fв = 2370 H.


Рис. 6.1 – Схема нагружения валов двухпоточного редуктора

7  Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.

Материал быстроходного вала – сталь 45, термообработка – улучшение: σв = 780 МПа; 

Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d1 = (16·17,7·103/π10)1/3 = 21 мм

Ведущий вал редуктора соединяется  с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм,

d1 = (0,8¸1,2)dдв = (0,8¸1,2)32 = 25¸38 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;

длина выходного конца:

l1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)28 = 28¸42 мм, принимаем l1 = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 28+2×2,2 = 32,4 мм, где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l2 » 1,5d2 =1,5×35 = 52  мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

          Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d1 = (16·170,1·103/π15)1/3 = 38 мм принимаем диаметр  выходного конца  d1 = 40  мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 40+2×2,5 =  45,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d2 = 45 мм .

Длина вала под уплотнением:

l2 » 1,25d2 =1,25×45 = 56 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 45 мм.

Диаметр вала под колесом:

d3 = d2 + 3,2r = 45+3,2×2,5 = 53,0 мм, принимаем d3 = 55 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и  №209 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника

d

мм

D

мм

B

мм

С

кН

С0

кН

№207

35

72

17

25,5

13,7

№309

45

100

25

52,7

30,0


8  Расчетная схема  валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

åmA = 48Ft – 96BX + Fм 80 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости  XOZ

BX = [758·48 + 421·80]/96 = 730 H

Реакция опоры А в плоскости  XOZ

AX = BX + FМ – Ft = 730 + 421 – 758 = 393 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 730·48 = 35,0 Н·м

MX2 = 421·80 = 33,7 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

åmA = 48Fr – 96BY – Fa1d1/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости  YOZ

BY  = (280·48 –129·46,67/2)/96 = 109 H

AY = Fr – BY = 280 – 109 = 171 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY = 171·48 =   8,2 Н·м

MY = 109·48 =  5,2 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (АХ2 + АY2)0,5 = (3932 + 1712)0,5 = 429 H

B= (BХ2 + BY2)0,5 = (7302 + 1092)0,5 = 738 H


          Схема нагружения тихоходного вала

Силы Ft и Fr в двух поточном редукторе попарно направлены в противоположенные стороны и взаимно компенсируются и поэтому не учитываются

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

åmС = 154Fв –104DX = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости  XOZ

DX = 2370·154/104 = 3509 H

Реакция опоры А в плоскости  XOZ

CX = DX – Fв = 3509 – 2370 =1139 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 =1139·52 = 59,3 Н·м

MX2 =1139·104 =118,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

åmС = 2Fad2/2 – 104DY = 0

Отсюда находим реакцию опоры C и D в плоскости  XOZ

CY = DY = (2·129·233.33/2)/104 = 289 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = 289·52 = 15,0 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (11392 + 2892)0,5 =1175 H

D = (35092 + 2892)0,5 = 3521 H


9        Проверочный расчет подшипников

9.1     Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение Fa/Co = 129/13,7×103 = 0,010 ® е = 0,19 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение Fa/B =129/738 = 0,17 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

P = (XVFr + YFa)KбКТ

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

Fr = В – радиальная нагрузка;

Y  – коэффициент осевой нагрузки;

Kб =1,5– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

КТ = 1 – температурный коэффициент.

Р = (1,0·1·738+0)1.5·1 = 1107 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников

Стр = 1107(573·73,3·12500/106)1/3 = 8930 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 106(25,5×103 /1107)3/60×700 = 29102 часов, больше ресурса работы привода, равного 12500 часов.

9.2     Тихоходный вал

Отношение Fa/Co = 129/30,0×103 = 0,004 ® е = 0,17 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение Fa/D =129/3521= 0,04 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3521+ 0)1,5·1 = 5282 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников

Стр = 5282(573·14,7·12500·106)1/3 = 24939 Н < C = 52,7 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 106(52,7×103 /5282)3/60×140 =118238 часов, больше ресурса работы привода, равного 12500 часов.


10     Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

dст = 1,55d3 = 1,55·55 = 85 мм.

Длина ступицы:

lст = b = 44 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05·44 =6,6 мм принимаем S = 8 мм

Толщина диска:     

С = 0,25b = 0,25·44 = 11 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: dа1 = 50,67 мм, b1 = 48 мм, β =  9,70°.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,00 мм, принимаем n = 1,0 мм.

10.3  Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4  Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12   мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5  Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

d = 0,025ат + 3 =  0,025·140 + 1 = 4,5 мм принимаем d = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·140 + 12 = 17 мм принимаем болты М16;

       - крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d3 = 0,6d1 = 0,6·20 =  12 мм принимаем болты М12.

10.6  Конструирование элементов  открытых передач

Ведущая звездочка

Делительный диаметр звездочки  dд1 = 170 мм

Ширина зуба b = 14,6 мм

Толщина диска С = 17,8 мм

Диаметр проточки

Dc = p∙ctg(180/z) – 1,5h = 25,4ctg(180/21) – 1,5∙24,2 = 132 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 40 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙40 = 62 мм принимаем dст = 35 мм

Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)40 = 32…60 мм принимаем lст = 60 мм.

Ведомая звездочка

Делительный диаметр звездочки  dд1 = 695 мм

Диаметр проточки

Dc = p∙ctg(180/z) – 1,5h = 25,4ctg(180/86) – 1,5∙24,2 = 658 мм

Диаметр вала под звездочкой

=  (16·628,5·103/π20)1/3 = 54 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 55 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙55 = 85 мм

принимаем dст = 85 мм

Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)55 = 44…82 мм принимаем lст = 80 мм.

10.7  Выбор муфты

Для соединения выходного конца ведущего вала редуктора с валом электродвигателя применяется упругая муфта со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = kТ1 = 1,8·17,7 = 32 Н·м < [T]

где k = 1,8 – коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8  Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)1,30  » 0,8 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при  v = 1,7 м/с и контактном напряжении σв=370 МПа  ® n =28·10-6 м2/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
45 Mb
Скачали:
0