Разаботка кинематической схемы машинного агрегата

РАЗАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА

Чертежи кинематической схемы

 

Графическая часть задания выполнена на чертёжной бумаге формата А4.
Кинематическая схема мешалки, содержащие перечень элементов привода и исходные данные для проектирования, представлены в Приложении 1.

 

Условия эксплуатации машинного агрегата

Устанавливаем мешалку на завод по производству бетона для размешивания цемента. Работа в две смены, нагрузка с малыми колебаниями, режим реверсивный, продолжительность смены tc = 8 ч.

 

Срок службы приводного устройства

 

Lh = 365 * Lr * Lс * tc * Kr * Kc;

 

где Lr – срок службы привода, лет;

 

Lс – число смен;

 

tc – продолжительность смены;

 

Kr – коэффициент годового использования;

 

Kr =

 

Kc – коэффициент сменного использования.

 

Kc =

 

В данном случае исходных данных недостаточно, поэтому ресурс определяется следущим оброзом:

 

Lh = 365 * Lr * Lс * = 365 * 4 * 8 * 2 = 23360 ч.

 

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда:

 

Lh = 23360 * 0, 85 = 19856 ч.

 

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 20*

 

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

 

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место устоновки	Lr, лет	Lс	t, ч	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
Бетонныйзавод				20*	С малыми колебаниями	реверсивный

 

 

ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

 

Двигатель является одним из основных элементов агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты врашения и прочего зависят конструктивные и эксплотоционные характеристики рабочей машины и её привода.

Определение минимальной мощности и минимальной частоты

Вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения – от чистоты вращения приводного вала рабочей машины.

2.1.1. Определяем требуюмую мощность рабочей машины Pрм кВm:

 

Pрм = = = 1,47 кВт

 

где Т – вращающиеся момент, кH, ω – угловая скорость, рад/с

 

2.1.2. Определяем общий коффициент полезного дествия (КПД) привода:

 

η =ηзм ηрп ηм ηпк = 0,96 0,97 0,98 0,995 = 0,9

 

где ηзм – кофициент полезного дествия зубчетого мехонизма; ηзм = 0,96

ηрп – кофициент полезного дествия ремённой передачи; ηрп = 0,97

ηм – кофициент полезного дествия муфты; ηм = 0,98

ηпк – кофициент полезного дествия потшипника качиния; ηпк = 0,995

(по кинематической схеме их 2,5 пары: одна пара на ремённой передачи, одна пара на зубчетом механизме и один подшипник на соединительной муфте.

 

2.1.3. Определяем требуемую мощность двиготеля Pдв кВm:

 

Pдв = = = 1,63кВт

 

По таблице К9 [1] выбераем двиготель серии 4А с минимальной мощностью Pном = 2,2 кВт, приняв для расчёта четыре варианта типа двигателя (таблица 2.1).

 

Таблица 2.1. Технические данные асинхронных короткозамкнутых трёхфазных двигателей серии 4А общепромышленного применения.

Вариант	Тип двиготеля	Номинальная мощность Pном, кВт	Частота вращения, об/мин
синхронная	При номенальном режимеnном
	4АМ80В2У3	2,2
	4АМ90L4У3	2,2
	4АМ100L6У3	2,2
	4АМ112MA8У3	2,2

 

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ.

 

1. Определить главный параметр – межосевое расстояние , мм:

 

 

где а) К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере­дач К_а = 43.

б) — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относи­тельно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых ци­линдрических редукторах;

в) и — передаточное число редуктора или открытой передачи (см. табл. 2.5);

г) Т₂ — вращающий момент на тихоходом валу при расчете ре­дуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете от­крытой передачи, Н-м (см. табл. 2.5);

д) [σ]_н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм² (см. 3.1, п. 2, в);

е) Кнβ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_н=1 (см. 3.1, п. 1).

Полученное значение межосевого расстояния а_wдля нестандарт­ных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и срав­нить с а_w.

 

 

 

 

 

2. Определить модуль зацепления m, мм:

где а) Km – вспомагательный кофициент. Для косозубых передач Km = 5,8

б) – делительный диаметор колеса, мм;

в) – ширина венца колеса, мм;

г) [σ]F = 137,119 – допускаемое напрежение изгиба материала колеса смене прочным зубом, Н/мм²

д) значения а_w,мм; Т₂, Н-м; и; (см. 4.1, п.1). Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му. В силовых зубчатых передачах при твердости колес H 350 HB принимаем m 1мм.

3. Определить угол наклона зубьев βmin для косозубых передач:

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β = 8...16°, но из-за роста осевых сил F_a в зацеплении желательно подучив его меньшие значения, варьируя величиной модуля т и шириной ко­леса b2.

4. Определить суммарное число зубьев колеса:

для косозубых колес

Полученное значение округлить вменьшую сторону до целого числа.

5. Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

Точность вычисления угла β до пятого знака после запятой.

 

6. Определить число зубьев шестерни:

Значение Z₁ округлить до ближашего числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z₁ 18

7. Определить число зубьев колеса:

8. Определить фактическое передаточное число и_ф и проверить его отклонение и от заданного и:

9. Определить фактическое межосевое расстояние:

длякосозубых передач

10. Определить фактические основные геометрические парамет­ры передачи, мм.

 

Параметр	Шестерня	Колесо
косозубая	косозубое
Диаметр	делитель­ный
вершин зубьев
впадин зубьев
Ширина венца

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактичес­ким межосевому расстоянию а_w и основным параметрам передачи.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по табл.13.15.

 

Проверочный расчёт.

 

11. Проверить межосевое расстояние:

12. Проверить пригодность зоготовок колёс. Условие пригодности зоготовок колёс:

Диаметр заготовки шестерни:

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

Предельные значения D_пред и S_пред – из табл. 3.2

13. Проверить контакные напряжения σн, Н/мм²:

гдеа) К— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376.

б) — окружная сила в зацеплении, Н;

в) – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых – определяется по графику на рис. 4.1 в зависимости от окружной скорости колёс , м/с,

г) — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3);

д) значения Т₂, ; [σ]_н, Н/мм²; ,d₂,мм;b₂, мм; υ_ф см. 4.1, пп. 1, 2, 8; ω₂ — угловая скорость вала колеса редуктора или открытой передачи 1/с (см. табл. 2.5).

 

14. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F и колеса σ_{F 2}, H/ мм²:

где

а) т — модуль зацепления, мм; b₂— ширина зубчатого венца коле­са, мм;

F1— окружная сила в зацеплении, Н (см. 4.1, пп. 2, 10, 13);

б) — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для косозубых зависит от степени точности передачи определяемой по табл. 4.2 (определение окружной скорости колес ь — см. п. 13, в);

в) — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес =1 (см. 3.1, п. 1);

г) — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от ок­ружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3);

д) Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых передач в зависимости от эквивалентного числа зубьев шес­терни

и колеса

где β — угол наклона зубьев (см. 4.1, п. 5);

е) Y_β = 1 - β°/140° = 1 - 8,10961°/140° = 0,05— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

ж) [σ]_F1и [σ] _F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм² (см. 3.1, п. 3).

 

15. Табличный ответ к задаче 4 (табл.4.1).

Таблица 4.1. Параметры зубчатой цилиццрической передачи, мм

	Проектный расчет
	Параметр	Значение	Параметр	Значение
	Межосевое расстояние аи		Угол наклона зубьев β
Модуль зацепления т		Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1	55,8
шестерни d1	64,65
колеса b2	52,8
колеса d2	254,55
	Число зубьев:		Диаметр окружности вершин:
	шестерни Z1		шестерни dа1	68,65
	колеса dа2	258,55
	колеса Z2
	Вид зубьев	Косозубые	Диаметр окружности впадин
	шестерни d f 1	59,85
	колеса d f 2	249,75
	Проверочный расчет
	Параметр	Допускаемые значение	Расчетные значения	Примечания
	Контактные напряжения σн, Н/мм^2	386,5		7%
	Напряжения изгиба, Н/мм^2	σF1	137,119	4,131	96,9%
	σF2	137,119	3,934	97,1%

 

 

5. Расчет клиноременной передачи

 

5.1. Проектный расчет

1. Выбрать сечение ремня.

Тип проектируемой ременной передачи предусмотрен техничес­ким заданием. Выбор сечения ремня произвести по номограмме (см. рис. 5.2...5.4) в зависимости от мощности, передаваемой ве­дущим шкивом, Р₁, кВт, равной номинальной мощности двигателя Р_ном, и его частоты вращения , об/мин, равной номинальной частоте вращения двигателя n_ном (см. табл. 2.5). При этом клино­вые ремни нормального сечения О применять только для передач мощностью до 2 кВт.

2. Определить минимально допустимый диаметр ведущего шкива ,мм

по табл. 5.4 в зависимости от вращающего момента на валу двигателя T_дв = = 30,03 Н * м (см. табл. 2.5), и выбранного сечения ремня.

3. Задаться расчетным диаметром: ведущего шкива d₁.

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять веду­щие шкивы с диаметром d₁ на 1...2 порядка выше d_1min из стандарт­ного ряда (см. табл. К40) d_1min = 90 мм, отсюда d₁= 180 мм.

4. Определить диаметр ведомого шкива d₂, мм:

 

мм

 

где u — передаточное число ременной передачи (см. табл. 2.5); ε = 0,015 — коэффициент скольжения (см. 5.1, п. 2). Полученное значение d ₂ округлить до ближайшего стандартного по табл. К40

 

5. Определить фактическое передаточное число u_ф и проверить его отклонение от заданного u:

 

;

6. Определить ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

мм

где h — высота сечения клинового ремня (см. табл. К31).

7. Определить расчетную длину ремня l, мм:

мм

Полученое значение длины ремня округлить до ближайшего стандартного l = 1800 по табл. К31

8. Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01 l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предус­мотреть возможность увеличения а на 0,025 l.

9. Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива а ₁, град:

Угол α₁ должен быть 140° ≥120°.

10. Определить скорость ремня υ, м/с:

 

где d₁ и n₁ — соответственно диаметр ведущего шкива, мм (см. п. 3), и его частота вращения, об/мин (см. табл. 2.5); [υ] — допускае­мая скорость, м/с; [υ] = 25 м/с — для клиновых ремней.

11. Определить, частоту пробегов ремня U, с^-1: ,

где с^-1 допускаемая частота пробегов.

Соотношение условно выражает долговечность ремня и гарантирует срок службы — 1000...5000 ч.

12. Определить допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем с десятью клиньями [Р_п], кВт: - клиновым ремнем;

где [Р₀] — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем или поликлиновым ремнем с десятью клиньями, кВт, выбирается интерполированием из табл. 5.5 в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости υ, м/с, и диаметра ведущего шкива d₁ мм (см. пп. 1, 3, 10);

кВт

где [Р₀] =1,28 кВт допускаемая мощность передаваемую одним клиновым ремнём

С — попра­вочные коэффициенты

С_p = 0,9 — коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы

С _а = 0,89 — коэффициент угла обхвата α₁на меньшем шкиве

С _l = 1 — коэффициент влияния отношения расчетной длины к базовой

С_z = 0,95 — коэффициент числа ремней в комплнкте клиноременной передачи.

13. Определить количество клиновых ремней z:

 

комплект клиновых ремней

 

 

где P_ном — номинальная мощность двигателя, кВт (см. табл. 2.5);

[Р_п] — допускаемая мощность, передаваемая ремнями, кВт (см. п. 12).

В проектируемых передачах малой и средней мощности рекомендуется принять число клиновых ремней z ≤ 5 из-за их неодинако­вой длины и неравномерности нагружения.

При необходимости уменьшить расчетное количество ремней (число клиньев) z следует увеличить диаметр ведущего шкива d₁ или перей­ти на большее сечение ремня.

 

14.Определить силу предварительного натяжения F₀, Н:

одного клинового ремня

 

где значения υ, м/с; Р_ном, кВт; z см. 5.1, пп. 10, 13; С_p, С_α, С_l, см. табл. 5.2

15. Определить окружную силу, передаваемую комплектом кли­новых ремней F_t, Н:

где значения Р_ном, кВт и υ, м/с, см. п. 14

 

16.Определить силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ вет­вей, Н:

одного клинового ремня

где значения F₀и F_t, Н; z см. пп. 10, 14, 15.

17. Определить силу давления ремней на вал F _оп, Н:

— комплекта клиновых ремней

 

Проверочный расчет

18. Проверить прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σ_max, Н/мм²

где а) σ₁ — напряжение растяжения, Н/мм²;

— в клиновом ремне.

 

Значения F_t, Н; А, мм²; F₀, Н; z (см. 5.1, пп. 10, 13, 14; 5.2, пп. 13, 14, 15; табл. К31);

б) σ_E— напряжения изгиба, Н/мм²

— в клиновом ремне

Здесь Е_E = 80...100/мм² — модуль продольной упругости при из­гибе для прорезиненных ремней; h— соответственно высота сечения клинового ремня (см. табл. К31); мм (см. 5.1, п. 1; 5.2, п. 3); δ, _мм (см. 5.1, п. 1);

в) — напряжения от центробежных сил, Н/мм².

Здесь р — плотность материала ремня, кг/м³; р = 1250...1400 кг/мм³ — для клиновых и поли­клиновых; υ, м/с (см. 5.1, п. 8; 5.2, п. 10);

г) [σ]_р — допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²;

[σ]_р= 10 Н/мм² — для клиновых и поликлиновых ремней.

 

19. Составить табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.1).

Таблица 5.1. Параметры клиноременной передачи, мм Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня клиноременный Частота пробегов ремня U, 1/с 0,001 Сечение ремня Б Диаметр ведущего шкива d1   Количество ремней z   Диаметр ведомого шкива d2   Межосевое расстояние а 381,6 Максимальное напряжение σmax, Н/мм^2 8,45 Длина ремня l   Предварительное натяжение ремня F0Н/мм^2   Угол обхвата малого шки­ва а1 град.   Сила давления ремня на вал Fоп Н

 

 

6. Нагрузки валов редуктора

Общие положения.

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.

6.1. Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба β = 8...16°. Угол зацепления принят α = 20°.

На рис. 6.1 дана схема сил в зацеплениях цилиндричес­кой передачи при различных направлени­ях наклона зубьев и вращения двигателя. За точку приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоско­сти колеса.

 

Рис. 6.1. Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи:

а — направление линии зуба колеса — левое, шестерни—правое; б — колеса — правое, шестерни — левое. Схемы 1, 2 — вращение быстроходного вала по часовой стрелке; схемы 3, 4 — против часовой стрелки (смотреть слева).

 

 

Значения сил определить по табл. 6.1.

Таблица 6.1.Силыв зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
на шестерне	на колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
Радиальная
Осевая

П р им е ч а н и е. Величины, входящие в формулы для определения сил:

1. Т₁ и Т₂ — вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах редук­тора, Н*м (см. табл. 2.5);

2. d₂ — внешний делительный диаметр колеса, мм (см. табл. 4.5, 4.8, 4.11);

3. β — угол наклона зубьев цилиндрических колес (см. табл. 4.1);

 

6.2. Определение консольных сил

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические передачи с косыми зубьями, а также ременные, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная на­грузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редукто­ром или редуктор с рабочей машиной.

Схема сил в зацеплении закрытых зубчатых передач; угол зацепления α = 20° (см. рис. 6.1, 6.2).

Определение направления консольных сил со стороны передач гибкой связью и муфт F_оп см, 6.3, п. 7.

Значения консольных сил определить по табл. 6.2.

Таблица 6.2.

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
на шестерне	на колесе
Клиноременная	радиальная		—
Муфта	радиальная	—

 

 

Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Механические характеристики сталей для изготовления ва­лов определяют по табл. 3.2.

 

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.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводится в следующем порядке:

1. В соответствии с табл. 7.2 определить тип, серию и схему установки подшипников.

2. Выбрать типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d₂ и четвертой d₄ ступеней вала под подшипники.

Выписать основные параметры подшипников: геомет­рические размеры — d, D, В; динамическую С_г и статическую С_г0 грузоподъемности. Здесь D—диаметр наружного кольца подшипника; В—ширина шарикоподшип­ников

 

 

Вал	Обозначение	d,мм	D,мм	B,мм	r,мм	Cr,кН	C0r,кН
Б					2,5	33,2	18,0
Т						33,2	18,6

 

Схема нагружения валов

Редуктора

Параметр	Шестерня	Колесо
Ft	1230,4
Fr	452,4
Fa	64,46
FM	FОП	2079,85	1687,56
Т, Н*м	71,71
,	29,31	7,327

 

РАЗАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА