РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА

РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА

 

Привод передвижения мостового крана

 

 

1 – редуктор;

2 – муфта;

3 – двигатель;

4 – зубчатая передача;

5 – колесо;

6 – рельс.

Рисунок 1 – Схема передвижения мостового крана

 

 

1.2 Срок службы приводного устройства

Привод к механизму передвижения мостового крана устанавливается непосредственно на мостовом кране и предназначен для передвижения крана по рельсовому пути. Работа в одну смену по 8 часов, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный.

Срок службы привода определяется по формуле:

 

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c, (1)

 

где L_Г = 7 лет – срок службы привода;

К_Г – коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0, 82.

где 300 – число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов – продолжительность смены;

L_c = 1 – число смен;

К_с = 1 – коэффициент сменного использования.

 

L_h = 365·7·0, 82·8·1·1 =16800 часа

 

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда:

 

L_h = 16800·0, 85 = 14280 час

 

Рабочий ресурс принимаем 14500 часов.

Таблица 1 - Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех					С малыми колебаниями	Реверсивный

Выбор двигателя, Кинематический Расчёт Привода

Требуемая мощность рабочей машины рассчитывается по формуле:

 

Р_рм = Fv, (2)

 

Р_рм = 2, 5·1, 65 = 4, 13 кВт

 

Общий коэффициент полезного действия:

 

η = η _мη _з.пη _пк²η _о.пη _пс, (3)

 

где η ₁ = 0, 98 – КПД муфты;

η ₂ = 0, 97 – КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи;

η ₃ = 0, 96 – КПД открытой зубчатой цилиндрической передачи;

η ₄ = 0, 995 – КПД пары подшипников качения;

η ₅ = 0, 99 – КПД пары подшипников скольжеия.

 

η = 0, 98·0, 97·0, 96·0, 995²·0, 99 = 0, 894.

 

Требуемая мощность двигателя:

 

Р_тр = Р_рм/η, (4)

 

Р_тр = 4, 13/0, 894 = 4, 61 кВт.

 

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.

 

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 5, 5 кВт.

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2 - Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
	4А100L2	5, 5
	4A112M4	5, 5
	4A132S6	5, 5
	4A132M8	5, 5

 

Частота вращения колеса

n_рм = 6·10⁴v/(π D), (5)

 

n_рм = 6·10⁴·1, 65/(π 400) = 79 об/мин

Общее передаточное число привода

 

u = n₁/n_рм (6)

 

где n₁ – частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи:

 

u₂ = u/u₁ (7)

 

u₂ = u/5

Таблица 3 - Передаточное число

Передаточное число	Варианты
Привода	36, 5	18, 30	12, 20	9, 10
Редуктора	5, 0	5, 00	5, 00	5, 00
Открытой передачи	7, 3	3, 66	2, 44	1, 82

 

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 2 с электродвигателем 4A112M4, так как только в этом случае передаточное число открытой передачи попадает в рекомендуемые границы (3÷ 7).

Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв; (8)

 

n₁ = 1445 об/мин;

 

n₂ = n₁/u₁; (9)

 

n₂ = 1445/5, 0 = 289 об/мин;

 

n₃ = n₂/u₂ ; (10)

 

n₃= 289/3, 66 = 79 об/мин;

 

w₁ = 1445π /30; (11)

 

w₁ = 151, 4 рад/с;

 

w₂= 289π /30; (12)

 

w₂ = 30, 3 рад/с;

 

w₃= 79π /30; (13)

 

w₃ = 8, 27 рад/с.

 

Мощности передаваемые валами:

 

P₁ = P_трη ₁η ₄; (14)

 

P₁= 4610·0, 98·0, 995 = 4495 Вт.

 

P₂ = P₁η ₂η ₄; (15)

 

P₂= 4495·0, 97·0, 995 =4339 Вт.

 

P₃ = P₂η ₃η ₅, (16)

P₃ = 4339·0, 96·0, 99 = 4123 Вт.

 

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/w₁, (17)

 

Т₁ = 4495/151, 4 = 29, 7 Н·м;

 

Т₂ = 4339/30, 3 =143, 2 Н·м;

 

Т₃ = 4123/8, 27 = 498, 5 Н·м.

 

Результаты расчетов сводим в таблицу.

Таблица 4 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4A112M4 Pном=5, 5 кВт nном =1455(об/мин)
пара-метр	передача		Вал
закрытая	открытая		параметр	двигателя	редуктора	приводной раб. машины
Быстр.	Тих.
u	5, 00	3, 66		P, кВт.
w (1/с)	151, 40	151, 4	30, 3	8, 27
η	0, 97	0, 96		n(об/мин)	1455, 00	1455, 0	289, 0	79, 00
Т (Н·м)	30, 45	29, 7	143, 2	498, 40

Быстроходный вал

Рисунок 3 – Быстроходный вал

 

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

 

å m_A = 48F_t – 96B_X + F_м 80 = 0

 

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

 

B_X = [1782·48 + 545·80]/96 = 1345 H

 

Реакция опоры А в плоскости XOZ

 

A_X = B_X + F_М – F_t; (78)

 

A_X =1345 + 545 –1782 = 108 H.

 

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

 

M_X1 =1345·48 = 64, 6 Н·м

 

M_X2 = 545·80 = 43, 6 Н·м

 

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А:

å m_A = 48F_r – B_Y96 – F_a1d₁/2 = 0

 

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

 

B_Y = (656·48 –252·33, 33/2)/96 = 284 H

 

A_Y = F_r – B_Y; (79)

 

A_Y = 656 – 284 = 372 H

 

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

 

M_Y = 372·48 = 17, 8 Н·м

 

M_Y = 284·48 = 13, 6 Н·м

Проверка:

 

Σ m_B = 176F_м – 96А_х – 48F_t = 176·545 – 96·108 – 48·1782 ≈ 0 Н·м

 

Σ m_B = 96A_Y – 48F_r – F_a1d₁/2 = 96·372 – 48·656–252·33, 33/2 ≈ 0 Н·м.

 

Суммарные реакции опор:

 

А = (А_Х² + А_Y²)^{0, 5}, (80)

 

А = (108² + 372²)^{0, 5} = 387 H;

 

B= (B_Х² + B_Y²)^{0, 5}, (81)

 

B = (1345² + 284²)^{0, 5} =1375 H.

Проверочный расчет подшипников

 

Быстроходный вал

Отношение F_a/C_o = 252/12, 0× 10³ = 0, 021 ® е = 0, 32 [1c. 212]

Осевые составляющие реакций опор:

 

S_А = eА, (82)

 

S_А = 0, 32× 387 = 124 H,

 

S_В = eВ, (83)

 

S_В = 0, 32× 1375 = 440 H.

 

Результирующие осевые нагрузки:

 

F_aА = S_А, (84)

 

F_aА = 124 H,

 

F_aВ = S_А + F_a, (85)

 

F_aВ = 124+252 = 376 H.

 

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =376/1375= 0, 27 < e, следовательно Х=1, 0; Y= 0

 

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т, (86)

 

 

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = В – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1, 3– коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

 

Р = (1, 0·1·1375+0)1, 3·1 = 1788 Н.

 

Требуемая грузоподъемность подшипника

 

С_тр = Р(573ω L/10⁶)^1/m, (87)

 

где m = 3, 0 – для шариковых подшипников

 

С_тр = 1788(573·151, 4·14500·10⁶)^1/3 = 19296 Н < C = 22, 0 кН

 

Расчетная долговечность подшипника:

 

, (88)

 

L_h = 10⁶(22, 0× 10³ /1788)³/60× 1445= 21486 часов, > [L]

 

больше ресурса работы привода, равного 14500 часов.

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a / C_o = 252/32, 8× 10³ = 0, 008 ® е = 0, 28 [1c. 212]

Осевые составляющие реакций опор:

 

 

S_C = eC, (89)

 

S_C = 0, 28× 2112 = 591 H,

 

S_D = eD, (90)

 

S_D = 0, 28× 7152 =2003 H.

 

Результирующие осевые нагрузки:

 

F_aC = S_C, (91)

 

F_aC = 591 H,

 

F_aD = S_C + F_a, (92)

 

F_aD = 591+252 = 843 H.

 

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/B =843/7152= 0, 11 > e, следовательно Х=0, 45; Y=1, 9

 

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т, (93)

 

где Х – коэффициент радиальной;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = В – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1, 5– коэффициент безопасности;

 

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

 

Р = (0, 45·1·7152+1, 9·843)1, 3·1 = 6266 Н.

 

Требуемая грузоподъемность подшипника:

 

С_тр = Р(573ω L/10⁶)^1/m, (94)

 

где m = 3, 0 – для шариковых подшипников

 

С_тр = 6266(573·30, 3·14500·10⁶)^1/3 = 39566 Н < C = 53, 9 кН

 

Расчетная долговечность подшипника:

 

, (95)

 

L_h = 10⁶(53, 9× 10³ /6266)³/60× 289= 36707 часов,

 

Больше ресурса работы привода, равного 14500 часов.

 

 

Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Выбор соединений

Шестерня открытой передачи

Размеры шестерни: d_а3 = 90, 0 мм, b₃ = 44 мм, β = 0.

Фаска зубьев:

n = 0, 5m, (107)

 

n = 0, 5∙ 2, 0 = 1, 0 мм,

 

принимаем n = 1, 0 мм.

 

Колесо открытой передачи

Размеры шестерни: d_а4 =318, 0 мм, b₄ = 40 мм, β = 0.

Фаска зубьев:

 

n = 0, 5∙ 2, 0 = 1, 0 мм,

 

принимаем n = 1, 0 мм.

Диаметр вала под колесом:

 

, (108)

 

d₁ = (16·498, 5·10³/π 20)^1/3 = 50 мм

 

Принимаем d₁ = 50 мм

Диаметр ступицы:

 

d_ст = 1, 55·50 = 78 мм.

 

Длина ступицы:

l_ст = 40 мм,

Толщина обода:

S = 2, 2× 2+0, 05·40 =6, 4 мм

принимаем S = 8 мм

 

Толщина диска:

С = 0, 25·40 = 10 мм

Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на

ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по

 

ГОСТ 14084-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой:

 

Т_р = kТ₁, (109)

 

Т_р = 1, 5·29, 7 = 45 Н·м < [T]

 

Условие выполняется

где k = 1, 5 – коэффициент режима нагрузки.

Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

 

V = (0, 5¸ 0, 8)Р = (0, 5¸ 0, 8)4, 5 » 3, 0 л

 

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2, 5 м/с и контактном напряжении σ _в=429 МПа ® n =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46

 

Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

11 РАЗРАБОТКА РАБОЧЕЙ ДОКУМЕНТАЦИИ ПРОЕКТА

11.1 Проверочный расчет шпонок

РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА

 

123456Следующая ⇒

Поделиться: