Модернизация хлорно-кобальтового цеха. диплом новый. Модернизация оборудова ния на примере хлорнокобальтового цеха. Выпускная квалификационная ра бота состоит из 86 с., использовано 12 источников литературы
 Скачать 1.62 Mb.
|
|
2.5 Проверочный расчёт поликлиновой передачи Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви: 𝜎 = 𝜎 1 + 𝜎 и + 𝜎 𝑣 ≤ [𝜎] 𝑝 , (2.30) где [σ] p = 10Н/мм 2 – допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней; σ 1 – напряжение растяжения в плоском ремне. 𝜎 1 = 𝐹 0 𝐴 + 𝐹 𝑡 2𝐴 , Н ∙ мм 2 , (2.31) где F 0 – сила предварительного натяжения; F t – окружная сила; А – площадь сечения ремня. 𝐴 = 0,5𝑏 ∙ (2𝐻 − ℎ), мм 2 , (2.32) где b=38,4 – ширина ремня; H= 16,7 мм, h = 10,35 – основные размеры ремня. 𝐴 = 0,5 ∙ 38,4 ∙ (2 ∙ 16,7 − 10,35) = 442,5 мм 2 𝜎 1 = 597,3 442,5 + 476,02 2 ∙ 442,5 = 1,8 Н ∙ мм 2 Основные параметры ременной передачи сведены в таблицу 2.5. Таблица 2.5- Основные параметры ременной передачи Параметр Значение Тип ремня Поликлиновой Сечение ремня М Число клиньев (z), шт 8 Межосевое расстояние (a w ), мм 2752 Угол обхвата ведущего шкива (a 1 ), град 163,01 Диаметр ведомого шкива (d 1 ), мм 180 Диаметр ведущего шкива (d 2 ), мм 1000 Длина ремня (l), мм 3500 Сила давления ремня на вал (F оп ), Н 1181,5 Предварительное натяжение ремня (F 0 ), Н 597,3 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи. Геометрические и сило- вые параметры цилиндрической передачи показаны на рисунке 2.4. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 32 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Рисунок 2.4. Геометрические и силовые параметры цилиндрической пере- дачи 2.6 Определение допускаемых контактных напряжений Так как нет особых требований в отношении нагруженности и в отноше- нии габаритов передачи, выбираем материалы с твёрдостью материала Н < 350 HB с разностью средних твёрдостей рабочих поверхностей шестерни и колеса HB 1ср - HB 2ср = 20...50HB, [1, с. 54]. Таблица 2.6 - Материалы рабочих поверхностей шестерни и колеса для шестерни: сталь 40ХН термическая обработка: улучшение твердость HB 269...302HB для колеса: сталь 40ХН термическая обработка: улучшение твердость HB 235...262HB Средняя твёрдость зубьев шестерни: HB 1ср = 269 + 302 2 = 285,5HB. Средняя твёрдость зубьев колеса: HB 2ср = 235 + 262 2 = 248,5HB. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 33 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HB1ср - HB2ср = 285,5 - 248,5 = 37HB, что в пределах рекомендаций, [1, с. 52]. Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NH0, [1, с. 52]: - для шестерни: [σ]H01 = 1,8 · HB1ср + 67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа. - для колеса: [σ]H02 = 1,8 · HB2ср + 67 = 1,8 · 248,5 + 67 = 514,3 Мпа. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса: - для шестерни: [σ]H1 = KHL1 · [σ]H01. (2.33) - для колеса: [σ]H2 = KHL2 · [σ]H02, (2.34) где KHL1 и KHL2 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса со- ответственно. KHL1 = 6 NH01 N шест. ; (2.35) KHL2 = 6 NH02 N кол. , (2.36) где N H0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни: N H01 = 25000000; для стали колеса: N H02 = 16500000; N шест . и N кол. - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка): N шест. = 573 · ωшест. · c · Lh. (2.37) N кол. = 573 · ωкол. · c · Lh. (2.38) где ω – угловая частота вращения; Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 34 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ ω шест. = 26,18 рад./с.; ω кол. = 7,375 рад./с; c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении. Продолжительность работы передачи в расчётный срок службы: Lh = 365 · Lг · C · tc, ч, (2.39) где Lг=6 г. - срок службы передачи; С=2 - количество смен; tc=8 ч. - продолжительность смены. Lh = 365 · 6 · 2 · 8 = 35040 ч. Тогда: N шест. = 573 · 26,18 · 1 · 35040 = 525639945,6 N кол. = 573 · 7,375 · 1 · 35040 = 148074660 В итоге получаем: КHL1 = 6 25000000 525639945,6 = 0,602. Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1 КHL2 = 6 16500000 148074660 = 0,694 Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1 Допустимые контактные напряжения: для шестерни: [ σ ]H1 = 580,9 · 1 = 580,9 МПа. для колеса: [ σ ]H2 = 514,3 · 1 = 514,3 МПа. Для колес с HB1ср - HB2ср = 20...50HB за расчетное напряжение прини- мается минимальное из допустимых контактных напряжений шестерни или колеса: [σ]H = [σ]H2 = 514,3МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 35 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Для колес с HB1ср - HB2ср = 20...50HB за расчетное напряжение прини- мается минимальное из допустимых контактных напряжений шестерни или колеса: [σ]H = [σ]H2 = 514,3МПа. 2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба Допускаемые напряжения изгиба при расчётах на прочность определя- ются отдельно для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2: [σ]F1 = KFL1 · [σ]F01, (2.40) [σ]F2 = KFL2 · [σ]F02, (2.41) где KHF1 и KHF2 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса со- ответственно. KHF1 = 6 NF0 N шест. ; (2.42) KFL2 = 6 NF0 N кол. , (2.43) где NF0 = 4 · 10 6 - число циклов перемены нагружения для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N шест. и Nкол. - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка): N шест. = 573 · ωшест. · c · Lh; (2.44) N кол. = 573 · ωкол. · c · Lh, (2.45) где ω - угловая частота вращения, рад/с.; ω шест. = 26,18 рад/с.; ω кол. = 7,375 рад/с; c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении. Продолжительность работы передачи в расчётный срок службы: Lh = 365 · Lг · C · tc, Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 36 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ где Lг=6 г. - срок службы передачи; С=2 - количество смен; tc=8 ч. - продолжительность смены. Lh = 365 · 6 · 2 · 8 = 35040 ч. Тогда: N шест. = 573 · 26,18 · 1 · 35040 = 525639945,6. N кол. = 573 · 7,375 · 1 · 35040 = 148074660. В итоге получаем: КFL1 = 6 4 · 106 525639945,6 = 0,444 Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1 КFL2 = 6 4 · 106 148074660 = 0,548 Так как КFL(кол.)<1.0 , то принимаем КFL(кол.) = 1 Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NF0, [1, с. 52]: - для шестерни: [σ]F01 = 1,03 · HB1ср = 1,03 · 285,5 = 294,065 МПа. - для колеса: [σ]F02 = 1,03 · HB2ср + 67 = 1,03 · 248,5 = 255,955 МПа. Тогда допустимые напряжения изгиба: для шестерни [ σ ]F1 = 294,065 · 1 = 294,065 МПа. для колеса [ σ ]F2 = 255,955 · 1 = 255,955 МПа. Для реверсивных передач допустимые напряжения изгиба уменьшают на 25%, тогда: [ σ ]F1 = 0,75 · 294,065 = 220,549 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 37 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ [ σ ]F2 = 0,75 · 255,955 = 191,966 МПа. 2.8 Проектный расчёт закрытой передачи Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле [1, с. 61]: 𝑎 𝑤 ≥ 𝐾 𝑎 ∙ (𝑢 + 1) ∙ √ 𝑇 2 [𝜎 𝐻 ] 2 ∙ 𝑢 2 ∙ 𝜓 𝑎 3 𝐾 ℎ𝛽 , мм, (2.46) где Ka - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ka = 43; ψa - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, ψa = 0,36; K Hβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для при- рабатывающихся зубьев KHβ = 1; T = 207606,373 Н·мм - крутящий момент на колесе. aw > 43 · (3,55 + 1) · 3 207606,373 514,32 · 3,552 · 0,36 = 109,017 мм. По таблице [1, с. 326] принимаем aw = 110 мм. Модуль зацепления определяем по формуле [1, с. 62]: m > 2 · Km · T2 · 10 3 d2 · b2 · [ s ]F , (2.47) где Km - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Km = 5,8; b2 = ψa · aw = 0,36 · 110 = 39,6 мм - ширина венца зубчатого колеса; [ σ ]F = 191,966 МПа - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом (в нашем случае колесо); d2 - делительный диаметр колеса: 𝑑 2 = 2 ∙ 𝑎 𝑤 ∙ 𝑢 𝑢 + 1 , мм (2.48) d2 = 2 · 110 · 3,55 3,55 + 1 = 171,111 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 38 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Тогда: m > 2 · 5,8 · 207606,373 171,111 · 39,6 · 191,966 = 1,851 мм Принимаем из стандартного ряда чисел m = 2 мм, [1, с. 62]. Для того, чтобы угол наклона зубьев лежал в допустимых пределах ши- рину зубчатого венца, увеличиваем до b 2 = 40 мм. Угол наклона зубьев для косозубой передачи находим по формуле: β 𝑚𝑖𝑛 = 𝑎𝑟𝑐𝑠𝑖𝑛 3,5 ∙ 𝑚 𝑏 2 , град (2.49) βmin = arcsin 3,5 · 2 40 = 10,079o Принимаем βmin = 10,182o Суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубой передачи: 𝑧 Σ = 𝑧 1 + 𝑧 2 = 2 ∙ 𝑎 𝑤 ∙ 𝑐𝑜𝑠β 𝑚𝑖𝑛 𝑚 (2.50) Z Σ = 2 · 110 · cos(10,182) 2 = 45,6. Уточним действительную величину угла наклона зубьев: 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐 cos ( 𝑍 ∑ ∙ 𝑚 2𝑎 𝑤 ) , град. (2.51) 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐 cos ( 45,6 ∙ 2 2 ∙ 110 ) = 0,5°. Число зубьев шестерни: 𝑍 1 = 𝑍 ∑ 1 + 𝑢 , шт. (2.52) 𝑍 1 = 𝑍 ∑ 1 + 𝑢 = 45,6 1 + 3,58 = 9,9 ≈ 10 шт. Число зубьев колеса: Z2 = ZΣ - Z1, шт. (2.53) Z2 = 45,6 - 10 = 35,6≈35 шт Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 39 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Определяем фактическое передаточное число uф: 𝑢 ф = 𝑍 2 𝑍 1 (2.54) 𝑢 ф = 𝑍 2 𝑍 1 = 35,6 10 = 3,5 Отклонение передаточного числа Δu: ∆𝑢 = |𝑢 ф − 𝑢| 𝑢 , % (2.55) Δu = | 3,5 - 3,55 | 3,55 = 0,014 = 1,4 %<4%, что в пределах нормы. Определим фактическое межосевое расстояние: 𝑎𝑤 = (𝑍 1 + 𝑍 2 ) ∙ 𝑚 2 ∙ cos 𝛽 , мм (2.56) 𝑎𝑤 = (10 + 35,6) 2 ∙ cos 0.5 = 22,8 мм Определим фактические геометрические параметры передачи: делительные диаметры шестерни и колеса: d1 = m · Z1 cos(b) = 2 · 24 cos(10,942o) = 48,889 мм; d2 = m · Z2 cos(b) = 2 · 84 cos(10,942o) = 171,111 мм; диаметры вершин зубьев шестерни и колеса: da1 = d1 + 2 · m, мм (2.57) da1 = 48,889 + 2 · 2 = 52,889 мм; da2 = d2 + 2 · m, мм (2.58) da2 = 171,111 + 2 · 2 = 175,111 мм; диаметры впадин зубьев шестерни и колеса: df1 = d1 - 2,4 · m, мм (2.59) df1 = 48,889 - 2,4 · 2 = 44,089 мм; Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 40 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ df2 = d2 - 2,4 · m, мм (2.60) df2 = 48,889 - 2,4 · 2 = 166,311 мм; ширина венца шестерни: b1 = b2 + 4, мм (2.61) b1 = 40 + 4 = 44 мм. Проверим межосевое расстояние: 𝑎 𝑤 = 𝑑 1 + 𝑑 2 2 , мм (2.62) aw = 48,889 + 171,111 2 = 110 мм. Проверка пригодности заготовок колёс сводится к проверке соблюдения следующих условий: D заг. заг. D 1 пред = 200 мм; S1 пред = 125 мм. Предельно допустимые размеры заготовки для колеса: D 2 пред = 315 мм; S2 пред = 200 мм. Размеры заготовки для шестерни: D заг. = da1 + 6 = 52,889 + 6 = 58,889 мм; S заг. = b1 + 4 = 44 + 4 = 48 мм. Размеры заготовки для колеса: Dзаг. = da2 + 6, мм (2.63) D заг. = 175,111 + 6 = 181,111 мм; Sзаг. = b2 + 4, мм (2.64) S заг. = 40 + 4 = 44 мм. 58,88 < D 1 пред. = 200 мм 48 < S 1 пред. = 125 мм 181,111< D 2 пред. = 315 мм Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 41 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ 44< S 2 пред. = 200 мм Все размеры заготовок подходят для выполнения деталей данной пере- дачи. 2.9 Проверочный расчёт по контактным напряжениям Проверку контактных напряжений проводим по формуле, [1, с. 64]: σH = K · Ft · (uф + 1) d2 · b2 · KHa · KHb · KHv<[σ]H, (2.65) где K - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач, K = 376; Ft- окружная сила в зацеплении: Ft = 2 · T2 · 103 d2 , Н (2.66) Ft = 2 · 207606,373 171,111 = 2426,57 H K Hα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс KHα определяется по графику [1, с. 66] в зави- симости от окружной скорости колёс и степени точности передсчи. Окружная скорость колёс будет: V = w2 · d2 2 · 103 , м/с (2.67) V = 7,375 · 171,111 2 · 103 = 0,631 м/с; По таблице [1, с. 64] выбираем степень точности 9. По графику [1, с. 66] выбираем KHα = 1,108; K Hβ- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точ- ности и окружной скорости колёс. По таблице [1, с. 65] KHβ = 1,05; T2 = 207606,37 Н·мм - крутящий момент на колесе. Тогда: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 42 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ σH = 376 · 2426,57 · (3,5 + 1) 171,111 · 40 · 1,108 · 1 · 1,05 = = 512,156 МПа < [σ]H = 514,3 МПа. Фактическая недогрузка: ΔσH = s - [s]H [s] · 100% = 512,156 - 514,3 514,3 · 100% = -0,417%, что меньше до- пустимых 10%. 2.10 Проверка зубьев передачи на изгиб Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле, [1, с. 65]: σF2 = YF2 · Yβ · Ft b2 · mn · K Fα · KFβ · KF v < [σ]F2 (2.68) σF1 = σF2 · YF1 YF2 < [σ]F1 (2.69) где m = 2 мм - модуль зацепления; b2 = 40 мм - ширина венца колеса; Ft = 2426,57 H - окружная сила в зацеплении; K Fα = 1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности и определяемый для косозубых колёс по таблице [1, с. 64]; K Fβ = 1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для при- рабатывающихся зубьев равен 1); KF = 1,13 -коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окруж- ной скорости колёс и степени точности передачи, определяемый по таблице [1, с. 65]; YF1 = 3,893 и YF2 = 3,601 - коэффициенты формы зуба шестерни и ко- леса, определяемые по таблице [1, с. 67] интерполированием для косозубых колёс в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 43 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Z v1 = z1 Cos3b (2.70) Z v1 = 24 Cos310,942o = 25,358; Z v2 = z2 Cos3b (2.71) Z v2 = 84 Cos310,942o = 88,754; Коэффициент, учитывающий наклон зуба. Y 𝛽 = 1 − 𝛽° 140° (2.72) Y 𝛽 = 1 − 10,942° 140° = 0,922 Тогда: σF2 = 3,601 · 0,922 · 2426,57 40 · 2 · 1 · 1 · 1,13 = =113,778 МПа < [σ]F2 = 191,966 МПа. σF1 = 113,778 · 3,893 3,601 = 123,004 МПа < [σ]F1 = 220,549 МПа. Механические характеристики материалов зубчатой передачи представ- лены в таблице 2.7. Таблица 2.7- Механические характеристики материалов зубчатой передачи Элемент пе- редачи Марка стали Термообработка HB1ср σв [σ]H [σ]F HB2ср H/мм2 Шестерня 40ХН улучшение 285,5 920 580,9 220,549 Колесо 40ХН улучшение 248,5 800 514,3 191,966 Параметры зубчатой цилиндрической передачи представлены в таблице 2.8. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 44 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Таблица 2.8- Параметры зубчатой цилиндрической передачи Проектный расчёт Параметр Значение Параметр Значение Межосевое расстояние aw 110 Угол наклона зубьев β, град 10,942 Модуль зацепления m 2 Диаметр делительной окружно- сти: Ширина зубчатого венца: шестерни d1 колеса d2 48,889 171,111 шестерни b 1 колеса b 2 44 40 Числа зубьев: Диаметр окружности вершин: шестерни z 1 колеса z 2 24 84 шестерни da1 колеса da2 52,889 175,111 Вид зубьев косозубая передача Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2 44,089 166,311 Проверочный расчёт Параметр Допускаемые значения Расчётные зна- чения Примечание Контактные напряжения σH, H/мм 2 514,3 512,156 - Напряжения изгиба, H/мм 2 σ F1 220,549 123,004 - σ F2 191,966 113,778 - 2.11 Выбор муфты на выходном валу привода В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая ком- пенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой вту- лочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допусти- мой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов: d (выход. вала) = 40 мм; d (вала потребит.) = 40 мм; Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 207,606 Н·м Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 45 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту: T р = kр · T, Н·м (2.73) здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; зна- чения его приведены в таблице, [1, с. 272]. T р = 1,5 · 207,606 = 311,41 Н·м Частота вращения муфты: n = 70,423 об./мин. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 500-40-I.1-40-I.1-У2 ГОСТ 21424-93по таблице, [1, с. 422]. Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равно- мерного распределения нагрузки между пальцами. 𝜎 см = 2 ∙ 10 3 ∙ Т р 𝑧 𝑐 ∙ 𝐷 0 ∙ 𝑑 п ∙ 𝑙 вт , МПа (2.74) здесь zc=6 - число пальцев; Do=116 мм - диаметр окружности расположения пальцев; d п=18 мм - диаметр пальца; l вт=36 мм - длина упругого элемента. 𝜎 см = 2 · 103 · 311,41 6 · 116 · 18 · 36 = 1,381 МПа ≤ [𝜎 см ] = 1,8МПа, Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45: 𝜎 и = 2 ∙ 10 3 ∙ Т р ∙ (0,5 ∙ 𝑙 вт + с) 𝑧 𝑐 ∙ 𝐷 0 ∙ 0,1 ∙ 𝑑 п 3 , МПа (2.75) где c=4 мм - зазор между полумуфтами. 𝜎 и = 2 · 103 · 311,41 · (0,5 · 36 + 4) 6 · 116 · 0,1 · 183 = 33,756 МПа ≤ [𝜎 и ] = 80МПа, Условие прочности выполняется. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 46 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ Радиальная сила, с которой муфта упругая втулочно-пальцевая дей- ствует на вал, равна: F м = С ∆𝑟 · ∆𝑟, Н (2.76) где С ∆𝑟 = 5400 Н/мм - радиальная жёсткость данной муфты; ∆𝑟 = 0,3 мм - радиальное смещение. Тогда: F м = 5400 · 0,3 = 1620 Н. Выбранная муфта представлена в таблице 2.9. Таблица 2.9- Характеристика муфты Муфты Соединяемые валы Ведущий Ведомый Муфта упругая втулочно- пальцевая 500-40-I.1-40-I.1- У2 ГОСТ 21424-93 Выходной вал d (выход. вала) = 40 мм; Вал потребителя d (вала потребит.) = 40 мм; Изм. Лист № докум. Подп. Дата Лист 47 ВАР.ММиО.10.22.00.00.00ПЗ |