курсовая. Техническое задание Кинематическая схема машинного агрегата Выбор двигателя, кинематический расчет привода
 Скачать 2.33 Mb.
|
|
Размещено на http://www.allbest.ru/ Проектирование деталей машины Содержание Техническое задание 1. Кинематическая схема машинного агрегата 2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода 3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений 4. Расчет закрытой цилиндрической передачи 5. Расчет открытой цепной передачи 6. Нагрузки валов редуктора 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора Литература Техническое задание Привод к лесотаске  1 – двигатель, 2 – муфта упругая со здездочкой, 3 – редуктор двухпоточный, 4 – цепная передача, 5 – тяговая цепь, 6 – тяговые звездочки Исходные данные: Тяговая сила цепи F, кН 5,0 Скорость тяговой цепи, м/с 0,45 Шаг тяговой цепи р, мм 80 Число зубьев звездочки z 10 Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ, % 3 Срок службы привода Lг, лет 6 1. Кинематическая схема машинного агрегата Условия эксплуатации машинного агрегата.Проектируемый машинный агрегат служит приводом к лесотаске и используется на предприятиях лесозаготовки. Привод состоит из двух электродвигателей, валы которых через упругую муфту со звездочкой соединены с ведущими валами двухпоточного косозубого цилиндрического редуктора. на ведомый вал редуктора насажена звездочка вертикально расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи лесотаски. Срок службы приводного устройстваСрок службы привода определяется по формуле Lh = 365LГКГtcLcKc где LГ = 6 года – срок службы привода; КГ – коэффициент годового использования; КГ = 300/365 = 0,82 где 300 – число рабочих дней в году; tc = 8 часов – продолжительность смены Lc = 1 – число смен Кс = 1 – коэффициент сменного использования. Lh = 365·6·0,82·8·1·1 =14400 часа С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 12,5 ·103 часов. Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода 1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.Требуемая мощность рабочей машины Ррм = Fv = 5,0·0,45 = 2,25 кВт Частота вращения звездочки nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,45/10·80 = 34 об/мин Общий коэффициент полезного действия η = ηмηцил.пηпк3ηцеп.пη2пс, где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40], ηцил.п = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи, ηцеп.п = 0,92 – КПД открытой цепной передачи, ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения, ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения. η = 0,99·0,97·0,9953·0,92·0,992 = 0,853. Требуемая мощность двигателя (с учетом двух параллельно работающих двигателей) Ртр = Ррм/2η = 2,25/2·0,853 = 1,32 кВт. По табл. К9 выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рн =1,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:
Определение передаточного числа привода и его ступеней Для первого варианта. Общее передаточное число привода u = n1/nрм = 2850/34 = 83,8 Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]: - для зубчатой передачи 2÷6,3 - для открытой цепной 2÷5. Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи u2 = u/u1 = 83,8/5 = 16,8
Выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ100L8 [1c.384]: мощность - 1,5 кВт, синхронная частота – 750 об/мин, рабочая частота 700 об/мин. Определение силовых и кинематических параметров привода Числа оборотов валов и угловые скорости: n1 = nдв = 700 об/мин 1 = 700π/30 = 73,3 рад/с n2 = n1/u1 = 700/5,0 =140 об/мин 2=140π/30 = 14,7 рад/с n3 = n2/u2 =140/4,10 = 34 об/мин 3= 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 = P1/1 = 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
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: cos = zcm/2aW = 1382/2140 = 0,9857 = 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 = baaw = 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 = Fttg/cosβ = 758tg20º/0,9857= 280 H - осевая сила: Fa = Fttg = 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 = КдКсККрегКр, где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки, Кс = 1,5 – смазка периодическая, К = 1,0 – положение передачи горизонтальное, Крег = 1,25 – нерегулируемая передача, Кр = 1 – работа в одну смену. Кэ = 1,51,25 = 1,88. z1 – число зубьев малой звездочки, z1 = 29 – 2u = 29 – 24,1 = 20,8, принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 21 р = 2,8(170,11031,88/2128)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 = 214,1 = 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 – 82]0,5} где Lp – число звеньев цепи, zc – суммарное число зубьев, zc =z1+z2 = 21+86 =107, = (z2 – z1)/2 = (86 – 21)/2 =10,35 Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,5107+ 10,352/40 = 136,2 где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем Lp = 136 ар = 0,25{136 – 0,5107+[(136 – 0,5107)2 – 810,352]0,5} = 40,0 a = app = 40,025,40 = 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/) где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба – геометрическая характеристика зацепления, Кz – коэффициент числа зубьев = 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 – 0,1751700,5) = 160 мм Df2= 695 – (7,92 – 0,1756950,5) = 682 мм Ширина зуба: b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9315,88 – 0,15 = 14,62 мм Толщина диска: С = b+2r4 = 14,62+21,6 = 17,8 мм где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм Допускаемая частота вращения меньшей звездочки [n] = 15103/p = 15103/25,4 = 590 об/мин Условие n = 140 < [n] = 590 об/мин выполняется. Число ударов цепи U = 4z1n2/60Lp = 421140/60136 = 1,4 Допускаемое число ударов цепи: [U] = 508/p = 508/25,40 = 20 Условие U < [u] выполняется. Фактическая скорость цепи v = z1pn2/60103 = 2125,40140/60103 = 1,24 м/с Окружная сила: машинный агрегат передаточный зубчатый 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 = 7,9215,88 = 126 мм3. р = 20161,88/126 = 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 = 2,61,242 = 4 H F0 = 9,8kfqa = 9,812,61,016 = 26 H где kf = 1 – для вертикальной передачи. s = 60000/(12016+26+ 4) = 29,0 > [s] = 8,6 [1c.94]. Сила давления на вал Fв = kвFt+2F0 = 1,152016+226 = 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 = (0,81,2)dдв = (0,81,2)32 = 2538 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм; длина выходного конца: l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)28 = 2842 мм, принимаем l1 = 40 мм. Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 28+22,2 = 32,4 мм, где t = 2,2 мм – высота буртика; принимаем d2 = 35 мм: длина вала под уплотнением: l2 1,5d2 =1,535 = 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+22,5 = 45,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика; принимаем d2 = 45 мм . Длина вала под уплотнением: l2 1,25d2 =1,2545 = 56 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 45 мм. Диаметр вала под колесом: d3 = d2 + 3,2r = 45+3,22,5 = 53,0 мм, принимаем d3 = 55 мм. Выбор подшипников Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №209 для тихоходного вала.
Литература 1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с. 2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с. 3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980. 4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990. 5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002. | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||