Размещено на http://www.allbest.ru/

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 * 1 = 17520 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда Lh = 17520 * 0.85 = 14892 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh =15 * 10 ч.

Составляем табличный ответ к задаче 1.

Место установки	Lr	lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
Сельхох техника	6	1	8	15 * 10	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт:

Pрм = F* V

Pрм = 3 *1=3 кВт

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

h = h зп??* h оп?*h?м?* h?пк * h пс

h = 0.96 * 0.94 * 0.98 * 0.99 * 0.99 * 0.98 = 0.867 (стр. 40 табл. 2.2) 2.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя, Pдв, кВт:

Pдв = Pрм /h???

Pдв = 3/0.867=3,114 кВт

Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт. Значение номинальной мощности выбираем из табл. 2.1 стр. 39 по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Pдв:

Pном = 4 кВт

Выбираем тип двигателей: (стр. 384)

4АМ112М4У3 n ном =1435 об/мин

4АМ112МВ6УЗ n ном =935 об/мин

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 = ?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 * 300 =86 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 = 1435 / 86 =16.69; u2 = 935 / 11 =11,1

Определим первоначальные числа ступеней привода для двоих вариантов:

u = uзп * uоп

uоп = u / uзп (табл. 2.3 стр. 43)

uоп1 =16.69/4=4,1725;

uоп1 =11.1/2.5=4,44

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

nрм = nрм * d?????

где d?% - скорости приводного вала рабочей машины??

nрм = 86 * 4???????3,44?? об/мин

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

nрм = nрм ? nрм

nрм = 86 3,44?=?89,44?????82,56

Определяем фактическое передаточное число привода uф:

uф =nном / nрм ;

uф = 1445 /89,44?????82,56 = 16,12…17,38 принимаем uф = 17

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

u оп = u ф / u зп

u зп = 4.0

u оп =17 / 4 = 4,25

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100S4У3 (pном = 4 КВт, n ном = 1435 об/мин);

передаточные числа: привада u =17, редуктора uзп = 4.0, зубчатая передача uоп = 4.25

Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Pдв = 4 КВт

Мощность на быстроходном валу

P1 = Pдв * м * пк =3,114 * 0.98 * 0.99 = 2.91 КВт

Мощность на тихоходном валу

P2 = P1 * зп * пк =2.9 * 0.96 * 0.99 = 2.58 КВт

Мощность рабочей машины

Pрм = P2 * оп * пк =2.77 * 0.94 * 0.99 = 2.58 КВт

Частота вращения и условия скорости двигателя:

nном = 1435 об/мин.

 = * nном / 30 =3.14 * 1435/ 30 = 150.2 1/с

Определим частоту вращения и угловую скорость на быстроходном валу:

n1 = nном = 1435 об/мин.;

1 = ном = 150.2 1/с

Определим частоту вращения и угловую скорость на тихоходном валу:

n2 = n1/ uзп =1435 / 4.0 = 358.75 об/мин

2 = 1 / uзп = 150.2 / 4.0 = 37.55 1/с

Определим частоту вращения и угловую скорость рабочей машины:

nрм = n 2 / u оп = 358.75 / 4.25 = 84.4 об/мин

рм = 2 / u оп =37.55/ 8.84 = 4.24 1/с

Определим вращающийся момент двигателя:

Тдв = Рдв / ном = 3.114 * 10³/ 150.2 = 19.97 Н*м

Определим вращающийся момент быстроходного вала:

Т1 = Тдв * м * пк = 19.37 * 0.98 * 0.99 = 19.37 Н*м

Определим вращающийся момент на тихоходном валу:

Т2 = Т1 * uзп * зп * пк = 19.37 * 4 * 0.96 * 0.99 = 73.66 Н*м

Определим вращающийся момент рабочей машины:

Трм = Т2 * u оп * оп * пк = 73.66 * 4.25 * 0.94 * 0.99 = 291.3 Н*м

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

Зубчатые передачи.

Выбираем материал зубчатой передачи:

а) По табл. 3.1 определяем марку стали:

для шестерни - 40Х, твёрдость ? 45 HRCЭ1;

для колеса - 40Х, твёрдость 350 HB2

Разность средних твёрдостей HB1ср - HB 2 ср 70

б) По табл. 3.2 определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 45…50 HRЭ1, термообработка - улучшение и закалка ТВ4, Dпред = 125 мм;

для колеса твёрдость 269 … 302 HB2, термообработка - улучшение,

S пред = 80 мм;

в) Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HRC Э1 = (45+50) / 2 =47.5

HB 2 ср = (269 + 302)) / 2 = 285.5

По графику находим HB 1 ср =457

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

а) Рассчитываем коэффициент долговечности Кн2.

Наработка за весь срок службы колеса:

2 = 37.55 1/с N₂ = 573 * 2 * Lh

N2 = 573 * 37.55 * 15 * 10³ = 322.7 * 10⁶ циклов

для шестерни:

N1 =N₂ +u_зп = 322.7 * 10⁶ * 4= 1290.8 * 10⁶ циклов

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

Nно1 = 69.9 * 10⁶ циклов;

Nно2 = 22.5 * 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 Nно:

для шестерни: но1 = 14 * HRCэ1ср + 170 = 14 * 47.5 +170 = 835 Н/мм

для колеса: но2 = 1.8 * НВ2ср + 67 = 1.8 * 285.5 + 67 =580.9 Н/мм

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни: н1 = КHL1 * но1 =1 * 835 = 835 Н/мм

для колеса: н2 = КHL2 * но2 = 1 * 580.9 = 580.9 Н/мм

Так как НВ1ср - НВ2ср = 457 - 285.5 = 171.5>70 и НВ2ср=285.5<350 НВ то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

н =0.45 * =( н1 + н2 =0.45 (835+580.9)=637.9 Н/мм²

При этом условие н =637.9 Н/мм²<1.23 * н2=1.23* 580.9=714.5 Н/мм²

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни

f1 и колеса f2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1 = 1290,8 *10⁶ циклов,

для колеса N2 = 322,7 *10⁶ 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) По табл. 3.1. определяем допускаемое напряжение изгиба F01 и

F02, соответствующее при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни F01 = 310 Н/мм² в предложении, что m<3 мм,

для колеса F02 = 1,03НВ_2ср=1,03*285,5=294 Н/мм²

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни F1 = KFL1* F01 = 1*310 = 310 Н/мм²

для колеса F02 = KFL2 * F02 = 1* 294 = 294 Н/мм²

Так как передача реверсивная, то F уменьшается на 25%

F1 =310*0,75 = 232,5 Н/мм

F2 =294* 0,75 = 220,5 Н/мм

4. Расчёт зубчатых передач редукторов

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 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/мм² (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 =78

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/мм²

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 =101

Определяем число зубьев шестерни:

Значение z₁ округляем до ближайшего целого числа. Принимаем z₁=20

Определим число зубьев колеса:

z2= z-z1

z2=101-20=81

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



Определим фактическое межосевое расстояние:

для косозубых передач

Проверочный расчёт.

Проверим межосевое расстояние:

a =(d1+d2)/2 a =(30,93+125,3)/2=78,115

Проверим пригодность заготовок колёс (см. 3.1.1.; табл. 3.2). Условие пригодности заготовок колёс:

Dзаг Dпред; Cзаг(Sзаг) S пред.

Диаметр заготовки шестерни Dзаг =da1+6 мм

Dзаг =33,93+6 = 39,93 мм

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

Sзаг =b2+4 мм Sзаг =23+4 = 27 мм

Dзаг 39,93 125 Dпред Sзаг27 80 S пред

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*10³) м/с и степени точности передачи (табл. 4.2.) = 37,55*125,3/(2*10³) = 2,35

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 =1,03; kна =1,07; kна =1,12; kн =1

;

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 =1,07

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:

где - угол наклона зубьев.

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

Y = 1 - 13,79/140 = 0,9

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

Н/мм

5. Расчет проектный, открытых передач

Выполнить расчет открытой передачи.

Выбираем материал зубчатой передачи.

а) По табл. 3.1 определим марку стали для шестерни- 40Х, твердость ?350 НВ, для колеса- 40Х, твердость ?350 НВ. Разность средних твердостей НВ_3ср-НВ_4ср=20…50

б) По табл. 3.2 определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 269…302 НВ₃, термообработка-улучшение, D_пред=125 мм; для колеса твердость 235…262 НВ₂, термообработка-улучшение, S_пред=80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни:

И колеса:

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

а) N₃=N₂=322,7·10⁶ циклов

N₄=N₃/u_оп=322,7·10⁶/4,25=75,93·10⁶

N_HO3=N_HO2=22,5·10⁶ циклов

N_HO4=16,4·10⁶ циклов

Так как N₃>N_HO3 и N₄>N_HO4, то коэффициент долговечности k_HL1=1 и k_HL2=1

б) По табл. 3.1 определяем допускаемое контактное напряжение НО, соответствующее числу циклов перемены напряжений NН0:

для шестерни Н03 =1,8·НВ_3ср+67=1,8·285,5+67=580,9 Н/мм²

для колеса F02 = 1,8НВ_4ср+67=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм²

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни Н3 = kHL3* F03 = 1*580,9 = 580,9 Н/мм²

для колеса Н4 = kHL4 * H04 = 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²

Так как HB_3ср-НВ_4ср=285,5-248,5=37<50 и НВ₂-248,5<350 НВ, то прямозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

 Н =0,45·( Н3 + Н4 = 0,45·(580,9+514,3)=492,84 Н/мм²

При этом условие

Н2 =492,84 Н/мм²<1,23 Н4 =1,23·514,3=632,589 Н/мм² соблюдается.

Определяем допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни и колеса:

а) Рассчитывается коэффициент долговечности k_FL.

Наработка за весь срок службы для:

Шестерни: N₃=322,7·10⁶ циклов

Для колеса: N₄=75,93·10⁶ циклов

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_FO=4·10⁶ обоих колес.

Так как N₃>N_FO3 и N₄>N_FO4, то коэффициенты долговечности k_FL1=1 и k_FL2=1.

б) По табл. 3.1. определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемен напряжений:

для шестерни: _FO3=1,03·HB_3ср=1,03·285,5=294,065 Н/мм²

для колеса: _FO4=1,03·HB_4ср=1,03·248,5=255,955 Н/мм²

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни: _F3=k_F3·_FO3=1·294,065=294,065 Н/мм²

для колеса: _F3=k_F4·_FO4=1·255,955=255,955 Н/мм²

Так как передача реверсивная, то _F уменьшается на 25%

Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем главный параметр - межосевое расстояние a, мм (стр. 58,59):

a? Ка (u_оп+1)

a? 49,5 (4,25+1)

Определяем модуль зацепления m, мм:

б).

в).

В открытых передачах расчетное значение модуля m увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев 2,1·1,3=2,73

Принимаем m=3.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Для прямозубых колес

Принимаем

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем z₁=20

Определим число зубьев колеса: z2= z-z1; z2=116-22=94

Определим фактическое передаточное число uф и проверим его

отклонение u от заданного u:

Определим фактическое межосевое расстояние:

для прямозубых передач

6. Проектный расчёт валов

Выбор материала валов.

Материал вал - шестерни - 40Х

Материал вала - 40Х

Выбираем допускаемые напряжения на кручение к = 10…20 Н/мм

При этом для быстроходных валов к = 10 для тихоходного _к = 20

Предварительно выберем подшипники

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Угол контакта	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б	При Fa/Rr?0,25 - радиальные шариковые однорядные	Легкая	б=11…16°	3 в распор
	Т	При Fa/Rr?0,25 - радиальные шариковые однорядные	Легкая	б=11…16°

БВ. Подшипник 205 ГОСТ 8338 - 75

d = 25 мм; D = 52 мм; В = 13 мм; r = 1,5 мм; Сr =14 мм; Cor = 6,95 мм

ТВ. Подшипник 206 ГОСТ 8338 - 75

d = 30 мм; D = 62 мм; В = 16 мм; r = 1,5 мм; Сr =19,5 мм; Cor = 10,0 мм.

7. Расчётная схема валов редуктора

Определяем реакции в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

Дано: Ft1=1175,7; Fr1=440; Fa1=288,6; Fм = 440; d1 = 30,93; lб =59; lм =50,5 8.1.1. Вертикальная плоскость

а). Определяем опорные реакции, Н



Проверка: y = 0 Ray - Fr1 + Rby = 0

144,65256 - 440,6 + 295,94744 = 0

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1…3 Н*м

Мх1=0

Мх2= Ray * lб/2 =144,65256*59/2= 4267,2505 = 4,3 Н*м

Мх2= Rby * lб/2 =295,94744*59/2= 8730,4495 = 8,7 Н*м

Мх3=0

Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н



Проверка: х = 0 Raх - Rbx - Ft1 + Fм = 0

964,54576 - 228,94576 - 1175,7 + 440,6 = 0

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях 1…4 Н*м

Мy1=0

Мy2= - Rax * lб/2 =964,54576*59/2 =28454,1 = 28,5 Н*м

Мy3= - Fм * lм =-440,1*50,5 = -22225,05 = -22,2 Н*м

Мy4=0

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м



Определяем реакции в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходного вала) Дано: Ft2=1175,7; Fr2=440,6; Fa2=188,6; Ftоп = 2065,96; Frоп =751,95;

d2 = 125,3; lт =61; lоп =22

Вертикальная плоскость

а). Определяем опорные реакции, Н

Проверка: y = 0 - Frоп - Rcy - Fr2+ Rdy = 0

- 751,95 + 947,03867 - 440,6 + 245,51131 = 0

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях 1…3 Н*м

Мx2=0

Мх2= - Frоп *lоп = - 751,95·22=-16542,9=-16,5 Н*м

Мх3= - Frоп * (lоп + lт/2) - Rcy* lт/2 =-751,95* (22+61/2) +984,62862* 61/2= -9446,2021 = -9,5 Н*м

Мx4=0

Мх3= Rdy* lт/2 = 245,51131 * 61/2= 7488,095=7,5 Н*м

Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н

Проверка: х = 0 - Frоп - Rcх - Fr2+ Rdх = 0

-2065,96 + 3398,9103 - 1175,7 -157,25033=0

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях 1…4 Н*м

Мy1=0

Мy2= Frоп *lоп = 2065,96* 22 = 45451,12 =45,5 Н*м

Мх3= Frоп * (lоп + lт/2) +Rcx* lт/2 =2065,96* (22+61/2) -3544,31* 61/2= 361,445 = 0,36 Н*м

Мy4=0

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м

Литература

мостовой кран привод зубчатый

Чернавский «Проектирование деталей машин» 2005

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

Размещено на Allbest.ru

...