Проектирование деталей машины

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 д, % 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 устройства

Срок 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

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Лесоперераб. предприятие	6	1	8	12500	С малыми колебаниями	Нереверсивный



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

з = змзцил.пзпк3зцеп.пз2пс,

где зм = 0,98 - КПД муфты [1c.40], зцил.п = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи, зцеп.п = 0,92 - КПД открытой цепной передачи,

зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

зпс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,99·0,97·0,9953·0,92·0,992 = 0,853.

Требуемая мощность двигателя (с учетом двух параллельно работающих двигателей)

Ртр = Ррм/2з = 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:



вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Р , кВт	Частота вращения, об/мин
			Синхронная	Рабочая
1	4АМ80А2УЗ	1,5	3000	2850
2	4АМ80В4УЗ	1,5	1500	1415
3	4АМ90L6УЗ	1,5	1000	935
4	4АМ100L8УЗ	1,5	750	700

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 2ч6,3

- для открытой цепной 2ч5.

Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи

u2 = u/u1 = 83,8/5 = 16,8

Передаточное число	вариант
	1	2	3	4
Привода	83,8	41,6	27,5	20,6
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	16,7	8,3	5,6	4,1

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 = 700р/30 = 73,3 рад/с

n2 = n1/u1 = 700/5,0 =140 об/мин 2=140р/30 = 14,7 рад/с

n3 = n2/u2 =140/4,10 = 34 об/мин 3= 34р/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

д = 0 < 5%

Мощности передаваемые валами:

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

P2 = 2P1зцил.пзпк2 = 2·1,30·0,97·0,9952 = 2,50 кВт

P3 = P2зцеп.пзпс2 = 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

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:

[у]H = KHL[у]H0,

где KHL - коэффициент долговечности

KHL = (NH0/N)1/6,

где NH0 = 1·107 [1c.51],

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

Так как N > NH0, то КHL = 1.

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

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

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

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]F = KFL[у]F0,

где KFL - коэффициент долговечности

Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.

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

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

[у]F1 = 1·237 = 237 МПа.

[у]F2 = 1·186 = 196 МПа.

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

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

шba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

КНв = 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[у]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 = шbaaw = 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 = 2awcosв/m

в = 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/2cosв = (115+23)·2,0/2cos 9,70°

= 140 мм.

делительные диаметры

d1 = mz1/cosв = 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 + (3ч5) = 44+(3ч5) = 48 мм

Окружная скорость

v = щ2d2/2000 = 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/cosв = 758tg20є/0,9857= 280 H

- осевая сила:

Fa = Fttg = 758tg 9,70° = 129 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

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

КНб = 1,09 - для косозубых колес,

КНв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

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

уH = 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

уF2 = YF2YвFtKFбKFвKFv/(mb2),

где YF2 - коэффициент формы зуба,

Yв = 1 - в/140 =

1 - 9,70/140 = 0,931,

KFб = 1,91 - для косозубых колес,

KFв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

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

Коэффициент формы зуба:

при z1 = 23 > zv1 = z1/(cosв)3 = 23/0,98573 = 24 > YF1 = 3,92,

при z2 =115 > zv2 = z2/(cosв)3 =115/0,98573 = 120 > YF2 = 3,61.

уF2 = 3,61·0,931·1458·1,0·1,0·1,10/2,0·44 = 61,3 МПа < [у]F2

уF1 = уF2YF1/YF2 = 61,3·3,92/3,61 = 66,5 МПа < [у]F1.

Так как расчетные напряжения уH < [уH] и уF < [у]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: ув = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d1 = (16·17,7·103/р10)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/р15)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.

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

6 

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.

Размещено на Allbest.ru