Машинный агрегат

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Рис. 1

Поз.	Элементы схемы	Исходные данные	Знач.
1	Поликлиноременная передача	Грузоподъемность F, кН	1,5
2	Двигатель	Скорость подъема V, м/с	0,65
3	Червячный редуктор	Шаг тяговой цепи p, мм	150
4	Тяговая цепь	Число зубьев звездочки Z	7
5	Подъемный монорельс	Допускаемое отклонение
6	Груз	Скорости подъема д,%	6
7	Муфта упругая с торообразной оболочкой	Срок службы в годах L, г	5



1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Срок службы приводного устройства

Срок службы приводного устройства определяется по формуле:

Где:

Lr-срок службы привода(5 лет);

Kr-коэффициент годового использования=300/365;

Lc-кол-во смен=2;

Kc-коэффициент сменного использования=1;

Lh=365*5*0.82*2*1=24000 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

Lh=24000*0.85=20400 ч.



2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности двигателя

Требуемая мощность электродвигателя

где V, м*с-1; F, кН; Pтр, кВт; - КПД привода

=0,96 - КПД передачи поликлиновым ремнем;

=0,75 - КПД червячного редуктора;

=0,98 - КПД передачи упругой муфты с торообразной оболочкой;

=0,96*0,75*0,98=0,7056

1,5*0,65/0,7056=1,3 кВт

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения барабана:

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4AM80В4У3 N=1,5 кВт с nc=750 об/мин, и с диаметром вала электродвигателя d1=22 мм. Частота вращения вала электродвигателя: n1=750 об/мин

Требуемое передаточное отношение редуктора:

Up=10; Uзп=10; Uоп=4

Частота вращения валов

n1=1500 об/мин

n2=n1/Uоп=375 об/мин

n3=n2/Uзп=37.5 об/мин

Мощность и крутящие моменты, передаваемые валами:

P1=Pтр*=1.5*0.96=1.44 кВт

P2=Pтр**=1,5*0,96*0,75=1,08 кВт

P3=Pтр***=1,5*0,96*0,75*0,98=1,05 кВт

T1=P1*103/щном=9.17 Н*м

T2=T1*uоп*=35.2 Н*м

T3=T2*uзп*=264 Н*м

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материалов и допускаемые напряжения

Червяк изготавливается из легированной стали 40X (ГОСТ 4543-71) с применением термообработки - улучшения с твердостью 269...302НВ.

Для изготовления червяков применяют углеродистые и легированные стали. Выбор марки стали зависит от назначаемой термообработки червяка и его габаритов. Материалы, применяемые для червячных колёс, по убыванию их антизадирных и антифрикционных свойств можно разделить на три группы: группа I - высокооловянистые (10ё12%) бронзы, группа II - безоловянистые бронзы и латуни, группа III - мягкие серые чугуны.

Определение скорости скольжения:

Vs=0.55 м/с

где,T2-вращающий момент на валу двигателя

щ2-угловая скорость тихоходного вала

uзп-передаточное число редуктора

Значит, выбираем материалы группы I.

Таким образом, венец червячного колеса изготавливается из оловянной бронзы БР010Н1Ф1, полученной способом центробежного литья.

Термообработка для шестерни и колеса - закалка ТВЧ до твердости H?45, шлифование и полирование витков червяка.



3.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте на выносливость

Для определения допускаемых контактных и изгибных напряжений определим коэффициенты долговечности.

Определение допускаемых контактных напряжений

##

Н/мм2

Определение допускаемых напряжений изгиба

Н/мм2

В табл. 1 приведены характеристики материалов червячной передачи.

Таблица 3.1 - Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка материала	Термообработка, способ отливки	Твердость	ув	ут	[у]н	[у]F
				Н/мм2
Червяк	Ст 40Х	У	269…302 НВ	900	750	-	-
Колесо	БР010Н1Ф1	Ц	-	285	165	151,2	24,5



4. Расчет червячной передачи редуктора

4.1 Проектный расчет

Примем массу редуктора как m=0.2*T2=13.3 кг. Тогда предположительное значение межосевого расстояния будет а=80мм.

Расчёт межосевого расстояния:

,

Принимаем aw = 62мм.

Выбираем число витков редуктора в соответствии с передаточным числом. z1=4

Определяем число зубьев червячного колеса z2=z1*uзп=4*10=40.

Определяем модуль зацепления

Определяем коэффициент диаметра червяка

q=0.25*z2=10

Определяем коэффициент смещения инструмента

=-0.2



Определим фактическое передаточное отношение

;

Определяем фактическое межосевое расстояние

Определяем основные геометрические размеры передачи

Основные размеры червяка

Делительный диаметр

d1=q*m=25 мм

Начальный диаметр

dw1=m*(q+2*x)=24 мм

Диаметр вершин витков

da1=d1+2*m=30 мм

Диаметр впадин витков

df1=d1-2.4*m=19 мм

Делительный угол подъема линии витков



=0.38

Длина нарезаемой части червяка

=37,75 мм

Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр

d2=dw2=m*z2=100 мм

Диаметр вершин зубьев

da2=d2+2m*(1+x)=104 мм

Наибольший диаметр колеса

мм

Диаметр впадин зубьев

Ширина венца

b2 = 0,355•62 = 22 мм.



Радиусы закруглений зубьев

Rf = 0,5d1 + 1,2m = 15,5 мм;

Ra = 0,5d1 - m = 10 мм;

Условный угол обхвата червяка венцом колеса

4.2 Проверочный расчет

1) Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи

2) Проверить контактные напряжения зубьев колеса

Ft2=704



Следовательно K=1

уH=180.4 Н/мм2

3) Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса



5. Расчет открытых передач

5.1 Выбор сечения ремня

Тип проектируемой ременной передачи предусмотрен техническим заданием - поликлиновый ремень. Выбор сечения ремня производится по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом (номинальная мощность двигателя Рном) и его частоты вращения (номинальная частота вращения двигателя nном).

Выбранный тип сечения ремня - К.

5.2 Определение минимально допустимого диаметра ведущего шкива

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива определяется в зависимости от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня

При типе ремня К и Тдв = 16,5 Н•м d1min = 40 мм.

5.3 Расчетный диаметр ведущего шкива

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется

применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше dmin из стандартного ряда.

Принимаем d1 = 80 мм.



5.4 Определение диаметра ведомого шкива

d2 = d1 u (1 - е),

где u = 4 - передаточное число открытой передачи; е = 0,015 - коэффициент скольжения ; полученное значение округляется до ближайшего стандартного;

d2 =80•4•(1 - 0,015) = 315 мм.

5.5 Определение фактического передаточного числа и его отклонения от заданного

- условие выполняется.

5.6 Определение ориентировочного межосевого расстояния

a ? 0,55(d1 + d2) + H, где Н=4 мм - высота сечения поликлинового ремня ;

a ? 0,55•(80 + 315) + 4 = 221.25 мм.

5.7 Определение расчетной длины ремня



округлив до ближайшего стандартного, принимаем l = 1250 мм.

5.8 Уточнение значения межосевого расстояния по стандартной длине

5.9 Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива

?1 ? 120°

- условие выполняется.

5.10 Определение скорости ремня

,

где [х] = 40 м/с - допускаемая скорость (для поликлиновых ремней);

, т.е. - условие выполняется.

5.11 Определение частоты пробегов ремня

, где [U] = 30 с-1 - допускаемая частота пробегов;

, т.е. - условие выполняется.



Данное соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

5.12 Определение допускаемой мощности, передаваемой одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями

[Рп] = [Ро]СрСбСl,

где [Ро] = 2,4 кВт - допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями;

С - поправочные коэффициенты:

Ср = 0,8 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

Сб = 0,91 - коэффициент угла обхвата б1 на меньшем шкиве;

Сl = 0,98 - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой lp/l0;

[Рп] = 2,4•0,8•0,91•0,98 = 1,83 кВт.

5.13 Определение числа клиньев поликлинового ремня

число клиньев поликлинового ремня определяется в зависимости от типа сечения ремня:

.



5.14 Определение силы предварительного натяжения

5.15 Определение окружной силы, передаваемой ремнем

5.16 Определение силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

сила натяжения ведущей ветви: F1 = F0 + 0,5•Ft = 273 + 0,5•238 = 392 H;

сила натяжения ведомой ветви: F2 = F0 - 0,5•Ft = 273 - 0,5•238 = 154 H.

5.17 Определение силы давления на вал

5.18 Проверочный расчет

Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

,



где - напряжение растяжения,

А = 0,5b(2H- h) - площадь сечения, Н = 4 мм, h = 2,35 мм,

b = (z - 1)t + 2Fоп = (8 - 1)•2,4 + 2•3,5 = 23.8 мм;

А = 0,5•23.8•(2•4 - 2,35) = 67.235 мм2;

- напряжения изгиба,

Еи = 80…100 Н/мм2 - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней,

;

- напряжения от центробежных сил,

с - плотность материала ремня (с = 1250…1400 кг/мм3 для поликлинового ремня),

[у]p - допускаемое напряжение растяжения, для поликлинового ремня [у]p = 8 Н/мм2;



6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении червячных передач

двигатель редуктор шкив передача

Схема сил в зацеплении червячной передачи изображена на.

Силы в зацеплении:

1) окружная сила на червяке:

окружная сила на колесе:

2) радиальная сила на колесе и на червяке:

3) осевая сила на червяке:

осевая сила на колесе:



-угол профиля червяка в осевом сечении; .

Рис. 6.1 - Схема сил в зацеплении червячной передачи

6.2 Определение консольных сил

В проектируемом приводе конструируется ременная передача, определяющая консольную нагрузку на входном валу:

Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей редуктор с рабочей машиной:

6.3 Силовая схема нагружения валов

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить.

направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытой передачи и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Направление винтовой линии червяка принято правое.

Направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с выбранным направлением винтовой линии и вращения валов:

- окружные силы Ft1 и Ft2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T1 и Т2, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: Ft1 направлена противоположно вращению червяка, а Ft2 - по направлению вращения колеса;

- радиальные силы всегда направлены из точки зацепления к центрам колес;

- направление осевых сил принято по схеме, представленной на.

Направление консольных сил:

- консольная сила от ременной передачи перпендикулярна оси вала и направлена от ведущего шкива к ведомому;

- консольная сила от муфты FM перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении окружной силы Ft на соответствующем валу может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа муфты); поэтому рекомендуется принять худший случай нагружения - направить силу FM противоположно силе Ft, что увеличит напряжения и деформацию вала.

Ориентировочное направление реакций в подшипниках быстроходного и тихоходного валов принято противоположным направлению окружных (Ft1 и Ft2) и радиальных (Fr1 и Fr2) сил в зацеплении редукторной пары. Точка приложения реакции - середина подшипника.



Силовая схема нагружения валов проектируемого червячного редуктора.

Рис. 6.2

Размещено на Allbest.ru

...