Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематическая схема машинного агрегата

кинематический кран привод зубчатый

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Привод механизма передвижного мостового крана мощностью 3 кВт, предназначенный для передвижения мостового крана, работает в течении 5 лет.

Устанавливаем привод передвижного мостового крана в сельхозтехнику для складирования.

Работа в одну смену, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены tc=8 ч.

Определяем ресурс привода

Lh = 365 * Lr * tc * lc

Lh =365 * 6 * 8 * 2 = 35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда Lh = 35040 * 0.85 = 29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 30 * 10 ч.

Составляем табличный ответ к задаче 1.

Место установки	Lr	lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
Сельхох техника	6	2	8	30 * 10	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт: Pрм = F* V

Pрм = 3,0 *1.35=4,05 кВт

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

h = h--зп----*--h--оп--*h--м--*--h--пк--*--h--пс

--

h = 0.96 * 0.93 * 0.98 * 0.99 * 0.99 * 0.98 = 0.84 (стр. 40 табл. 2.2)

Определяем требуемую мощность двигателя, Pдв, кВт:

Pдв = Pрм--/--h------ Pдв = 4,05/0.84=4,82 кВт

Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВ.

Значение номинальной мощности выбираем из табл. 2.1 стр. 39 по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Pдв: Pном = 5,5 кВт.

Выбираем тип двигателя: (стр. 384) 4АМ112М4У3 n ном =1445 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя n ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nрм при номинальной нагрузке:

u = n ном / nрм

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм об/мин:

v = p*D* nрм / 60*1000,

отсюда nрм = 60*1000*v/--p*D

где v - скорость тягового органа, м/с; D - диаметр барабана, мм.

nрм = 60 * 1000 * 1.35 / 3.14 * 400 =64,49 об/мин

Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pном.

u1 = n ном 1/ nрм; u2 = n ном 2/ nрм

u1 = 2880 / 64,49 =54.09; u2 = 1445 / 64,49 =12,40

u3 = nном 3/ nрм; u4 = nном 4/ nрм

u3 = 965 / 64,49 =14,96; u4 = 720 / 64,49 =11,16

Определим первоначальные числа ступеней привода:

u = uзп * uоп

uзп = 5

uоп = u / uзп (табл. 2.3 стр. 43) uоп = 4,48;

принимаем uоп = 4.5

тогда u = 5 * 4.5 = 22.5

Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин:

nрм = nрм * d/--__--где

d,% - скорости приводного вала рабочей машины??

nрм = 64,49 * 3/1__--=--1,93---- об/мин

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения nрм , об/мин.

nрм = nрм -- nрм

nрм = 64,49 1,9--=--66,42--...--62,59

Определяем фактическое передаточное число привода uф:

uф =nном / nрм ; uф = 1445 /66,42--...--62,59 = 21,75 … 23,08

принимаем uф = 22

Уточняем передаточное число открытой и закрытой передачи в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

u оп = u ф / u зп u зп = 5.0

u оп =22 / 5 = 4,4

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112М4У3 (pном = 5,5 КВт, n ном = 1445 об/мин); передаточные числа: привада u =22, редуктора uзп = 5.0, зубчатая передача uоп = 5.5

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность двигателя Pдв = 4,82 КВт

Мощность на быстроходном валу

P1 = Pдв * м * пк =4,82 * 0.98 * 0.99 = 4.67

Мощность на тихоходном валу

P2 = P1 * зп * пк =4.67 * 0.96 * 0.99 = 4.43

Мощность рабочей машины

Pрм = P2 * оп * пк =4.43 * 0.93 * 0.99 = 4.046

Частота вращения и условия скорости двигателя: nном = 1445 об/мин.

= * nном / 30 =3.14 * 1445/ 30 = 151.24 1/с

Определим частоту вращения и угловую скорость на быстроходном валу:n1 = nном = 1445 об/мин.; 1 = ном = 151.24 1/с

Определим частоту вращения и угловую скорость на тихоходном валу:

n2 = n1/ uзп =1445 / 5.0 = 289 об/мин

2 = 1 / uзп = 151.24 / 5.0 = 30.24 1/с

Определим частоту вращения и угловую скорость рабочей машины:

nрм = n 2 / u оп = 289 / 4.5 = 64.22 об/мин

рм = 2 / u оп =30.24/ 4.5 = 6.72 1/с

Определим вращающийся момент двигателя:

Тдв = Рдв / ном = 4.82 / 151.24 = 31.86 Н*м

Определим вращающийся момент быстроходного вала:

Т1 = Тдв * м * пк = 31.86 * 0.98 * 0.99 = 30.91 Н*м

Определим вращающийся момент на тихоходном валу:

Т2 = Т1 * uзп * зп * пк = 30.91 * 5 * 0.96 * 0.99 = 137.98 Н*м

Определим вращающийся момент рабочей машины:

Трм = Т2 * u оп * оп * пк = 137.98 * 4.5 * 0.93 * 0.99 = 565.89 Н*м

Тип двигателя 4АМ100S4У3 Pном = 5.5кВт n ном =1445 об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	закр	Откр		Двигателя	Редуктора	Приводной рабочей машины
					б	т
U	5	4.5	P, КВт , 1/с n, об/мин T, Н*м	4.82 151.24 1445 31.86	4.67 151.24 1445 30.91	4.43 30.24 289 137.98	4.046 6.72 64.22 565.89

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Зубчатые передачи

Выбираем материал зубчатой передачи:

а) По табл. 3.1 определяем марку стали: для шестерни - 40Х, твёрдость 350 HB1; для колеса - 40Х, твёрдость 350 HB2.

Разность средних твёрдостей HB1ср - HB 2 ср 37

б) По табл. 3.2 определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269 … 302 HB1, термообработка - улучшение Dпред = 125 мм;

Для колеса твёрдость 235 … 262 HB2, термообработка - улучшение, S пред = 80 мм;

в) Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB 1 ср = (269+302) / 2 =285.5

HB 2 ср = (235 + 262)) / 2 = 248.5

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни н1 и колеса н2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности Кн2. Наработка за весь срок службы колеса:

2 = 30.04 1/с N = 573 * 2 * Lh

N2 = 573 * 30.24 * 30 * 10³ = 0.51 * 10⁹ циклов 1 = 150.2 1/с для шестерни: 1 = 151.24 1/с

N1 = 573 * 151.24 * 30 * 10³ = 2.59 * 10⁹ циклов

Число циклов перемены напряжений Nно соответствующее пределу выносливости находим по табл. 3.3 интерполированием:

Nно1 = 23.15 * 10⁶ циклов; Nно2 = 16.24 * 10⁶ циклов. Так как N1 Nно1 и N2 Nно2, то коэффициент долговечности КHL1 =1 и КHL2 =1

б) По табл. 3.1 определяем допускаемое контактное напряжение но1 и но2, соответствующее числу циклов перемены напряжений Nно1 и Nно2:

для шестерни: но1 = 1.8 * HB1ср + 67 = 1.8 * 285.5 +67 = 580.9 Н/мм

для колеса: но2 = 1.8 * НВ2ср + 67 = 1.8 * 248.5 + 67 =514.3 Н/мм

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни: н1 = КHL1 * но1 =1 * 580.9 = 580.9 Н/мм

для колеса: н2 = КHL2 * но2 = 1 * 514.3 = 514.3 Н/мм

Так как НВ1ср - НВ2ср = 285.5 - 248.5 = 20 … 50 то цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по наименьшему значению н из полученных для шестерни н1 и колеса но2, т.е. по менее прочным зубьям.

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни f1 и колеса f2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1 = 2.59 *10⁹ циклов,

для колеса N2 = 0.51 *10⁹ циклов.

Число циклов перемены напряжений соответствует пределу

выносливости, NF0 = 4*10⁶ циклов для обоих колёс.

Так как N1 NF01 и N2 NF02, то коэффициент долговечности

KFL1=1 и KFL2=1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба F01 и F02, соответствующее при числе циклов перемены напряжений NF0:

F0 = 1.03 * НВср

для шестерни F01 =1.03 * 285.5 = 294.065 Н/мм

для колеса F02 =1,03 * 248.5 = 255.955 Н/мм

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни F1 = KFL1* F01 = 1*294.065 = 294.065 Н/мм

для колеса F02 = KFL2 * F02 = 1* 255.955 = 255.955 Н/мм

4. Расчёт зубчатых передач редукторов

4.1 Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Определяем главный параметр - межосевое расстояние a, мм:

a = Ка (u+1) где

а). Ка - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка =43

б). а = b2/ a - коэффициент ширины венца колеса, равны 1 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах.

в). u - передаточное число редуктора.

г). Т2 - вращающийся момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

д). H - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм (ответ к задаче 3)

е). КНB - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев КНB = 1

Полученное значение межосевого расстояния a округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (см. табл. 13.15)

Принимаем a =110

Определяем модуль зацепления m, мм:



где

а). Km - вспомогательный коэффициент, для зубчатых передач Km =5,8

б). мм - делительный диаметр колеса.

в). - ширина венца колеса, мм

г). F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее

прочным зубом, Н/мм

д). значение а, мм: Т2, Н*мм; u; а (см 4.1.1.)

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел (стр. 59) Принимаем m= 1,5.

Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач:

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Полученное значение z округляем в меньшую сторону до целого числа. Принимаем z =144.

Определяем число зубьев шестерни:



Определим число зубьев колеса: z2= z-z1

z2=144-24=120

Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение u от заданного u:

Определим фактическое межосевое расстояние:

для косозубых передач

Определим основные геометрические параметры передачи.

параметр	шестерня	колесо
	косозубая	косозубое
	делительный	d1 = m*z1/ cos d1 = 1,5*24/0,98=36,53	d2 = m*z2/ cos d2 = 1,5*110/0,98=182,67
	вершин зубьев	da1 = d1+2 m da1 =36,53+2*1,5=39,53	da2 = d2+2 m da2 =182,67+2*1,5=185,67
	впадин зубьев	df1 = d1 -2,4 m df1 =36,53 - 2,4*1,5=32,93	df2 = d2 -2,4 m df2 =182,67 - 2,4*1,5=179,07
ширина венца	b1=b2+(2…4) мм b1=32+4=36 мм	b2= a*a b2=0,28*110=30,8

4.2 Проверочный расчёт

Проверим межосевое расстояние:

a =(d1+d2)/2 a =(36,53+182,67)/2=110

Проверим пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:

Dзаг Dпред; Cзаг(Sзаг) S пред.

Диаметр заготовки шестерни Dзаг =da1+6 мм

Dзаг =39,53+6 = 45,53 мм

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

Sзаг =b2+4 мм Sзаг =30,8+4 = 34,8 мм

Dзаг (45,53) Dпред (200) Sзаг (34,8) S пред(125)

Проверим контактные напряжения н, Н/мм

где

а). k - вспомогательный коэффициент для зубчатых передач k = 376



б). - окружная сила в зацеплении, Н:

в). kна - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для косозубых - kна определяем по графику на рис. 4.2. в зависимости от окружной скорости колёс =2d2/(2*10) м/с и степени точности передачи (табл. 4.2.) = 30,24*182,67/(2*10³) = 2,76

г). kнv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи.

д). Значения Т2 Н*м; н Н/мм; kн; d2 мм; b2 мм; uф (см. 4.1.1; 4.1.2; 4.1.8) 2 - угловая скорость вала колеса или открытой передачи 1/с (см. ответ к задаче 2)

kнv =1,05; kна =1,13; kн =1

Перегрузка 1,25%

Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни f1 и колеса f2, Н/мм

где

а). m - модуль зацепления, мм b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм Ft - окружная сила в зацеплении, Н (см. 4.1.2; 4.1.10; 4.1.13)

б). kFa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых kFa =1

в). kF - коэффициент неравномерности нагрузки, по длине зуба kF=1

г). kF - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи kF =1,14

д). YF1 и YF2 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса (определяется по табл. 4.4. стр. 64) в зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 для прямозубых колёс.

Для косозубых - в зависимости от эквивалента числа зубьев шестерни:

и колеса:

где - угол наклона зубьев.

YF1=3,89

YF2= 3,60

е). Y = 1 - /140 - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y = 1 - 9,8/140 = 0,92

ж). F1 и F2 допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса,

Н/мм

5. Рассчитать открытую цилиндрическую прямозубую передачу

Дано: Р1 = 5,5 кВт; 1 = 151,24; ?=0,84; Lh = 30000 ч.; uоп = 4,5

Материал для зубчатых колес. Так как передача открытая и размеры ее не ограничены, принимаем для шестерни сталь 45, улучшенную до средней твердости 208 НВ;

Для колеса также принимаем сталь 45, улучшенную до средней твердости 186 НВ;

Допускаемые напряжения изгибаю Для шестерни при пределе выносливости при базовом числе циклов

Для колеса

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса принимаем КFL = 1; так как NF0 = 4000000; а Ne = 91500000; NF0/ Ne <1

Коэффициент формы зубьев;

При Z1=20 и Z2=90

Сравнение прочности шестерни и колеса:

Коэффициент ширины венца

Коэффициент неравномерности нагрузки

Модуль зацепления

Примем m = 4 мм

Основные геометрические размеры передачи, мм

Диаметры делительных окружностей

Шестерни d3 = m*z3 = 4*20 = 80 мм

Колеса d4 = m*z4 = 4*90 = 360 мм

Межосевое расстояние аw = d3 + d4/2 = 80+360/2=220 мм

Диаметр вершин зубьев:

Шестерни da3 = 2m + d3 = 80 + 8 = 88 мм

Колеса da3 = 2m + d4 = 360 + 8 = 368 мм

Диаметр впадин зубьев:

Шестерни df3 = d3 - 2.5m = 80 - 10 = 70 мм

Колеса df4 = d4 - 2.5m = 360 - 10 = 350 мм

Ширина венца:

Шестерни b3 = b4 + 4 = 32 +4 = 36 мм

Колеса b4 = Шbd * d3 = 0.4*80 =32 мм

Окружная скорость зубчатых колес:

Окружная сила Ft =2*T2 / d3 =2*146.78/0.08 =3669.5H

Уточненное значение коэффициента динамической нагрузки КFv =1.05

Расчетное напряжение изгиба в основании зуба

Перегрузки практически нет.

Литература

Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин» 2005

Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. Пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.

Размещено на Allbest.ru

...