Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

Введение

 

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

 

Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

 

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

 

Устанавливаем привод к ковшовому элеватору на стройплощадку. Агрегат работает на протяжении 3 лет в две смены. Продолжительность смены 8 часов, нагрузка мало меняющаяся с малыми колебаниями, режим работы реверсивный.

 

1.2 Срок службы приводного устройства

 

Срок службы L_h, ч,

 

L_h = 365· L_r t_c L_c. (1.1)

 

где L_r - срок службы привода, лет; t_c - продолжительность смены, ч; L_c - число смен.

 

L_h = 365· 3 · 8 · 2 = 17520 ч.

 

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

 

L_h = 17520 · 85 / 100% = 14892 ч.

 

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 15000 ч.

Табличный ответ к задаче:

 

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим  работы
Стройплощадку	3	2	8	15000	С малыми колебаниями	реверсивный

 

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

 

1. Определим мощность рабочей машины P_рм, кВт:

 

Р_рм = F · v, (2.1)

 

где F — тяговая сила ленты, кН; v, — скорость ленты, м/с.

Подставляя значения в (2.1) получаем:

 

Р_рм = 2,72 · 1000 · 0,9 = 2,45 · 1000Вт=2,45 кВт

 

2. Определим общий коэффициент полезного действия привода:

 

 = _пк² · _пс · _м · _зп · _ц

 

где _пк, _пс ,_м,_зп,_ц — коэффициенты полезного действия подшипников качения (две пары), подшипников скольжения (одна пара), муфты, закрытой зубчатой передачи, цепной передачи

 

 =0,995 ² · 0,99 · 0,98 · 0,97 · 0,93 = 0,87.

 

3. Определим требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт:

Р_дв = Р_рм /  (2.2)

Р_дв = 2,45 / 0,87 = 2,8 кВт.

 

4. Определим номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт:

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности:

 

Р_ном  Р_дв

 

Принимаем номинальную мощность двигателя Р_ном = 3,0 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя, представленных в табл.2.1:

 

Таблица 2.1. Технические данные различных типов двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об / мин
			синхронная	номинальная nном
1	4АМ112MВ8УЗ	3,0	750	700
2	4АM112MA6УЗ	3,0	1000	955
3	4АМ100S4У3	3,0	1500	1435
4	4АМ90L2УЗ	3,0	3000	2840

 

Каждому значению номинальной мощности Р_ном соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор типа двигателя зависит от типов передач, которые входят в привод, кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом следует отметить, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют невысокий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 об/мин) металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

 

Задача 3. Выбор материала зубчатой передачи

 

Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора

 

Задача 6. Нагрузки валов редуктора

 

Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

 

Определение сил в зацеплении закрытых передач

 

Значения сил приведены в табл. 6.1.

Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

Силы в зацеплении	Значение силы, Н
	на шестерне	на колесе
Окружная	Ft1 = Ft2 = 1650,8 H	Ft2 = 2 T2 · 103/d2 = =2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,8 H
Радиальная	Fr1 = Fr2 = 616,2 H	Fr2 = Ft2 tg  / cos  = =1650,8 · tg20 / cos 12,83857 = 616,2 H
Осевая	Fa1 = Fa2 = 376,2 H	Fa2 = Ft2 tg  = =1650,8 · tg 12,83857 = 376,2 H

 

6.2 Определение консольных сил

 

Значения консольных сил приведены в табл. 6.2.

 

Таблица 6.2 Консольные силы

Вид открытой передачи	Характер силы	Значение силы,Н
цепная передача	Радиальная	Fоп = [kв] F + 2 F0 =1671,2 Н
муфта	Радиальная	Fм1 = 50√Т1..125√Т1 =1000 Н

Выбор материала валов

 

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:

 

	В	-l	F
	Н / мм2
Шестерня	900	410	232,5
Колесо	900	410	220,5

 

Предварительный выбор подшипников качения

 

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов.

Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор).

Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор).

 

Конструирование валов

 

Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.

 

Смазывание подшипников

Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Проверочный расчет шпонок

 

Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие.

Параметры шпонки: 12x8x34.

Условие прочности на смятие:

 

_см = 2Т /(A_см · d) ≤ [_см], (11.1)

 

где Т — крутящий момент на тихоходном валу; А_см – площадь смятия;

 

А_см = (0,94 h - t₁) l_р, (11.2)

 

где l_р = l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t₁ = 5 мм; h = 8 мм;

 

А_см = (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм²,

_см = 2 · 105,4 · 10³/ (40 · 55,44) = 95 Н/мм² ≤ []_см = 190 Н/мм²

 

Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие.

Параметры шпонки: 10x8x26.

 

l_р = l – b = 26 – 10 = 16 мм; t₁ = 5 мм; h = 8 мм;

А_см = (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм²,

σ_см = 2 · 105,4 · 10³/ (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм² ≤ [σ]_см = 190 Н/мм²

 

Проверочный расчет валов

 

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения.

Условие прочности:

 

S ≥ [S], (11.6)

 

где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности.

 

1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала:

 

_а = М·10³/ W_нетто, (11.7)

_a = М_кр·10³/ (2·W_ρнeтто), (11.8)

 

где — _a и _a амплитуда напряжения и цикла соответственно;

М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении,

Н · м;

М_кр — крутящий момент, Н · м;

W_нетто — осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;

Wρ_нетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;

 

_а = 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм²,

_a = 3 Н / мм².

 

2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

 

(K_)_D = K_ / K_d + K_F – 1, (11.9)

(K_)_D = K_ / K_d + K_F – 1, (11.10)

 

где К_ и K_ — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F — коэффициент влияния шероховатости;

 

(K_)_D = 1,65 / 0,73 + 1, 5 - 1 = 2,76

(K_)_D = 1,45/ 0,73 + 1,5 - 1 = 2,49

 

3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм²:

 

(_-1)_D=  _-1 / (K)_D = 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм²,

( _-1)_D =  _-1 / (K)_D = 0,58  _-1 / (K_)_D = 0,58 · 410 / 2,49 = 95,5 Н / мм²,

 

где —  _-1 и _-1 пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

 

4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 

s_ = (_-1)_D / _a = 148,55 / 32,2 = 4,61,

s_ = (_-1)_D / _a = 95,5 / 3 = 31,83.

 

5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 

s = s_ s_ /√s_² + s_² = 4,61 · 31,83 / √4,61 ² + 31,83 ² = 4,56 ≥ [S] = 1,5.

6. Рассмотрим опасное сечение на 2-й ступени быстроходного вала

 

_а = 70,7· 1000 / 1562,5 = 45,25 Н / мм²,

_a = 70,7· 1000 / (2·0,2·15625) = 11,3 Н / мм².

 

7. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 

s_ = (_-1)_D / _a = 148,55 / 45,25 = 3,28,

s_ = (_-1)_D / _a = 95,5 / 11,3 = 8,45.

 

8. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 

s = s_ s_ /√s_² + s_² = 3,28·8,45 / √3,28 ² + 8,45 ² = 3,06 ≥ [S] = 1,5.

 

9. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала:

 

_а = 102 · 1000 / 0,1 · 74088 = 13,8 Н / мм²,

_a = 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 74088) = 3,5 Н / мм².

 

10. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 

s_ = (_-1)_D / _a = 148,55 / 13,8 = 10,76

s_ = (_-1)_D / _a = 95,5 / 3,5 = 27,3

 

11. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 

s = s_ s_ /√s_² + s_² = 10,76 · 27,3 / √10,76 ² + 27,3 ² = 10 ≥ [S] = 1,5.

 

12. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала на 2-й ступени:

 

_а = 102 · 1000 / 4287,5 = 23,8 Н / мм²,

_a = 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 42875) = 6,1 Н / мм².

 

13. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 

s_ = (_-1)_D / _a = 148,55 / 23,8 = 6,24

s_ = (_-1)_D / _a = 95,5 / 6,1 = 15,65

 

14. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 

s = s_ s_ /√s_² + s_² = 6,24 · 15,65 / √6,24 ² + 15,65 ² = 5,8 ≥ [S] = 1,5.

 

Таблица 10.1 Результаты проверочных расчетов

Детали		Напряжение, Н/мм2		Детали		Коэффициент запаса прочности
		расчетное 	допускаемое []			pасчетный s	допуска-емый s
Шпонки	Т	174,3	190	Вал	Б	4,56	1,5
	Т	95	190		Б	3,06	1,5
Стяжные винты		30	75		Т	10	1,5
					Т	5,8	1,5

Определение массы редуктора

 

Масса редуктора определяется по формуле:

 

m = φ∙r ∙V·10^-9, (12.1)

 

где φ – определяем по графику 12.1 [1, с.263] (φ = 0,465);

r — плотность чугуна (r = 7400 кг/м³);

V – условный объем редуктора:

 

V = LxBxH = 258x170x197 = 8640420 мм³.

m = 0,465∙7400∙8640420∙10 ^-9 = 29,7 кг.

 

11.2 Определение критерия технического уровня редуктора

 

 = m / T₂ , (12.2)

 

где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

 

 = 29,7 / 105,4 = 0,282

 

Полученные данные представляем в виде табл. 12.1.

Таблица 11.1 Технический уровень редуктора

Тип редуктора	Масса m, кг	Момент  Т2, Н·м	Критерий  	Вывод
Цилиндрический	29,7	105,4	0,282	Технический уровень низкий; редуктор морально  устарел

Литература

 

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1991

2. Иванов М.Н. Детали машин. М., 1984

Введение

 

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

 

Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

 

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

 

Устанавливаем привод к ковшовому элеватору на стройплощадку. Агрегат работает на протяжении 3 лет в две смены. Продолжительность смены 8 часов, нагрузка мало меняющаяся с малыми колебаниями, режим работы реверсивный.

 

1.2 Срок службы приводного устройства

 

Срок службы L_h, ч,

 

L_h = 365· L_r t_c L_c. (1.1)

 

где L_r - срок службы привода, лет; t_c - продолжительность смены, ч; L_c - число смен.

 

L_h = 365· 3 · 8 · 2 = 17520 ч.

 

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

 

L_h = 17520 · 85 / 100% = 14892 ч.

 

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 15000 ч.

Табличный ответ к задаче:

 

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим  работы
Стройплощадку	3	2	8	15000	С малыми колебаниями	реверсивный