Kurs prikl mex var4 cxem7 krasovsky.pdf мой титульный лист.pdf Mathcad — 460+meh.(kursovik)dim мой 01 Редуктор мой чертеж схема МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Санкт-Петербургский государственный университет водных коммуникаций/>Кафедра ТМ и ОДМ
Курсовой проект Проектирование механизмов машинного агрегата двухпоршневого насоса двухстороннего действия
Специальность: 180400 “Электропривод и автоматика промышленных установок и технологических комплексов”Вариант N4 схема N7 Выполнил: Студент 3 курса ЗО фк-т ЭМп. Красовский А.В. Преподаватель: Галилеев С.М.
Санкт-Петербург 20081. Данные для проектирования: Объемная производительность насоса: Qт = 0.01 м^3/с;
Среднее постоянное удельное давление на поршень: Рср = 300 000 Па;
Частота вращения кривошипа: nкр = 280 об/мин;
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: λ= 0.25;
Диаметр поршня: dп = 0.1 м;
Коэффициент неравномерности вращения кривошипа: δ = 0.01;
Объемный коэффициент полезного действия насоса: ηоб = 0.8;
2. Метрический синтез кривошипно-ползунного механизма насоса.
Определим подачу насоса: Qт := 0.9 nкр := 500 ηоб := 0.9
q := 60 Qт = 60 0.02 = 510 − 3 м3 q0.12
×= nкр⋅ηоб 300 0.8
⋅
Определим ход поршней: dп := 0.15 − 3
×
So := q = 510 = 0.071 м 22
π⋅dп3.14 0.15
⋅
Определим радиус кривошипа: 11
rкр := ⋅So =⋅0.071 = 0.036 м 22 Определим длину шатуна: λ := 0.2 11
Lш := ⋅rкр =⋅0.036 = 0.18 м λ 0.2
3. Кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма насоса.
Определим угловую частоту вращения кривошипа: π⋅nкр 3.14 300 рад
⋅
ωкр :== = 31.4 3030 c
π
k2 := 180
,
φ := 01… 360 ⎛ 2⎞
S φ⎜−
():= rкр⋅ 1cos (φ⋅k2)+ 1 λ ⋅ ⋅sin (φ⋅k2)
⎟
⎝ 2 ⎠
⎛ (⎞
V φ():= rкр⋅ωкр⋅⎜sin (φ⋅k2)+ 1 λ ⋅ ⋅sin 2φ⋅k2)
⎟
⎝ 2 ⎠
a φ(():=rкр⋅ωкр2 ⋅(cos(φ⋅k2)+λ⋅cos 2 ⋅φ⋅k2)) ()= V φ()=
S φ()= a φ
2.793·103
1.551·10-4
0.931
2.792·103
6.205·10-4
1.861
2.79·103
1.396·10-3
2.791
2.787·103
2.481·10-3
3.719
2.782·103
3.875·10-3
4.645
2.777·103
5.577·10-3
5.57
2.77·103
7.588·10-3
6.492
2.761·103
9.905·10-3
7.411
2.752·103
0.013
8.326
2.741·103
0.015
9.238
2.729·103
0.019
10.145
2.716·103
0.022
11.048
2.701·103
0.026
11.946
2.686·103
0.03
12.839
2.669·103
0.035
13.725
2.651·103
0.039
14.606
2.632·103
0.044
15.48
2.611·103
0.05
16.346
2.59·103
0.055
17.206
2.567·103
0.061
18.058
2.543·103
0.067
18.901
2.518·103
0.074
19.737
2.492·103
0.08
20.563
2.465·103
0.087
21.38
2.437·103
2
1.5
S φ
()
1
S(φ−90)
0.5
0 50 100 150 200 250 300 350 400
φ
60 40 20
V φ
()
V( φ−90) 20 40 60 0 50 100 150 200 250 300 350 400
φ
3000
2000
1000
a φ
()
a( φ−90) 0
1000
2000 0 50 100 150 200 250 300 350
φ
4. Силовой анализ кривошипно-ползунного механизма.
Определим равнодействующую постоянного давления на поршень: 6
Pср := 0.3 10
⋅
26
⋅
Pсрπ ⋅ ⋅dп0.3 10⋅0.15 4
F :== = 1.125 × 10H 44
Найдем значение приведенного к кривошипу момента сил давления для первого цилиндра:
V φ
()
Tпр1 φ
():=F⋅
():=Tпр1 φ
Tпрср φ()+Tпр1(φ−90) ωкр
1 ()⎞
Tпрср := 358 ⋅⎛⎜∑Tпрср φ⎟ 3
Tпрср =5.774 ×10⎝φ ⎠
()= Tпр1(φ−180 )= Tпр1 φ
Tпр1 φ()+Tпр1(φ−180 )=0
4.409·10-13
4.409·10-1394.241
62.831
157.072
188.438125.657314.095
282.55188.474471.024
376.532251.276627.808
470.343314.059784.402
563.938376.818940.756
657.277439.5471.097·103
750.316502.2421.253·103
843.013564.8971.408·103
935.326627.5081.563·103
1.027·103690.0681.717·103
1.119·103752.5711.871·103
1.21·103815.0132.025·103
1.3·103877.3862.177·103
1.39·103939.6862.329·103
1.479·1031.002·1032.481·103
1.567·1031.064·1032.631·103
1.655·1031.126·1032.781·103
1.742·1031.188·1032.93·103
1.828·1031.25·1033.078·103
1.914·1031.312·1033.225·103
1.998·1031.373·1033.371·103
2.082·1031.435·1033.517·103
2.165·1031.496·1033.661·103
8000
6000 Tпр1 φ
() Tпр1( φ−90) (Tпр1 φ+
()Tпр1( φ−90))4000 Tпрср
2000
0 50 100 150 200 250 300 350 400
φ
5. Расчет мощности движущих сил и подбор электродвигателя.
Определим мощность сил производственных сопротивлений: 3
⋅
Pпс := Tпрср ⋅ωкр = 240.584 31.4 = 7.554 × 10Вт
Для того, что бы определить мощность движущих сил необходимо посчитать коэффициент полезного действия машинного агрегата (без учета потерь в электродвигателе). Он определяется по формуле: η :=ηкпм ⋅ηр
где ηкпм := 0.8
ψ2 := 0.01 и ψ3 := 0.02
ψn :=0.007 -коэффициент потерь в одной паре подшипников.
mn :=2 -число пар подшипников.
ηр -кпд редуктора, который определяется по формуле:
⋅
ηр := 1 − ⎡⎣(ψ2 +ψ3)+ mn⋅ψn⎤⎦ = 1 − [(0.01 + 0.02) + 2 0.007 ηр = 0.956
Тогда, коэффициент полезного действия машинного агрегата бедет равен:
⋅
η:= ηкпм⋅ηр = 0.8 0.956 = 0.765 Тогда, требуемую мощность движущих сил можно установить следующим образом: 3
Pпс 7.554 × 103 Pдс := = 9.875 × 10Bт
η 0.765
По рассчитанной требуемой мощности движущих сил из условия Рдс≤ Рэл (требуемая мощность электродвигателя должна быть больше, либо равна мощности движущих сил) выбираем электрический двигатель удовлетворяющий этому условию. Из таблицы П.1 («Курсовое проектирование деталей машин» С.А. Чернавский, И.М. Чернин и др.) выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, 4А 132М6 с параметрами: мощность Рдв = 15 кВт и скольжением 3,2% (ГОСТ 19523-81).
6. Проектировочный расчет зубчатой передачи.
Определим требуемое передаточное число:
об
nэл := 1000 мин
nэл
u := 1000
= 3.333
nкр =
300
Принимаем значения твердости материала для зубчатого колеса (Н1) и шестерни (Н2):
H1 := 250 HB H2 := 300 HB
Sh1 := 1.1 KhL := 1
Khβ :=1.1 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (при расчете на контактную выносливость).
ψвd :=0.8 -коэффициент ширины колеса.
Kd := 680 MПа -коэффициент диаметра.
Tпрср
T1 := -вращающий момент на шестерне зубчатой передачи, Н*м. u
3
T1 = 2.887 × 10Нм
⋅
σhlimв1 := 2 H1 + 70 = 2250 + 70 = 570 HB
σhlimв2 := 2 H2 + 70 = 2300 + 70 = 670 HB
σhlimв1 570
σh1 := ⋅KhL =⋅1 = 518.182 Sh1 1.1 МПа
σhlimв2 670
σh2 := ⋅KhL =⋅1 = 609.091 МПа
Sh1 1.1
σh := 0.45 (σh1 +σh2) 0.45 ⋅(518.182 + 609.091) = 507.273 МПа
3/>3/>
T1 Khβ⋅(u + 1) 108.263 1.1 ⋅(3.333 + 1)
Dw1′ := Kd ⋅
= 680 ⋅
= 61.839 мм 22
⋅
ψвd⋅σh⋅u 0.8 507.273⋅3.333
aw’ := 0.5 Dw1′ ⋅(u + 1) = 0.5 61.839 ⋅(3.333 + 1) = 133.974 мм ⋅
mh := 0.02 aw’ mh = 5.813 мм π
k1 := 180
⋅
β := 10 k1 β= 0.175 Dw1′ cos β⋅ (
⋅ ()= 61.839 cos 0.175) = 26.012
z1′ := mh 2.341 z1 := 26 z2′ := z1′ u z2′ =26.012 3.333 z2′ = 65.654 z2 := 76 z2 76
u := = 2.923 u2.923
=
z1 26
u := 3 mh z1 2.341 26
dw1 :== = 61.81 мм cos β(
() cos 0.175) mh z2 2.341 76
dw2 :== = 180.676 мм cos β(
() cos 0.175)
dw1 + dw2 61.81 + 180.676
dw :== = 121.243 мм 22
b2 := ψвddw1 = 0.8 61.81 = 49.448 мм b1 := b2 + 10 = 49.448 + 10 = 59.448 мм da1 := dw1 + 2 mh = 61.81 + 2 2.341 = 66.492 мм da2 := dw2 + 2 mh = 180.676 + 2 2.341 = 185.358 мм df1 := dw1 − 2.5 mh = 61.81 − 2.5 2.341 = 55.958 мм df2 := dw2 − 2.5 mh = 180.676 − 2.5 2.341 = 174.823 мм
7. Проверочный расчет зубчатой передачи.
Для улучшенных и нормализованных зубчатых колес определим базовый предел выносливости:
⋅⋅ =
σfLimв1 := 1.8 H1 1.8 250 = 450 σfLimв1450 ⋅⋅ =σfLimв2 := 1.8 H2 1.8 300 = 540 σfLimв2540
Определим допускаемые напряжения изгиба:
Kf1 :=1 -коэффициент безопасности при расчете на изгибную прочность.
Sf1 :=2 -коэффициент долговечности при сроке службы более 20000 часов.
σfLimв1 450
σf1′ := ⋅Kf1 =⋅1 = 225 Sf1 2
σfLimв2 540
σf2′ := ⋅Kf1 =⋅1 = 270 Sf1 2
Теперь определим, какая у нас будет удельная окружная сила:
Kfβ :=1.1 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, при расчете на изгибную выносливость (Kfβ = 1,05…1,11). Kfυ:= 1.35 -коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении при расчете на изгибную выносливость (Kfυ = 1,15…1,35).
Тогда, удельная расчетная окружная сила будет:
2T1 ⋅Kfβ⋅Kfυ 2 72.175 ⋅1.1⋅1.35 H
Wft :== = 0.07 dw1 b2 61.81 49.448 мм
Определим расчетные напряжения:
⎛ β⎞ 0.175
Yβ := 1 −⎜ ⎟= 1 −= 0.999
⎝ 140 ⎠ 140
z1 24
Zv1 :== = 25.134 3
()3 cos 0.175)
cos β(
z2 74
Zv2 :== = 77.497 3
()3 cos 0.175)
cos β(
Yf1 := 3.90
Yf2 := 3.60
Wft 0.07
σf2 := Yf2 Yβ⋅ = 3.60 0.999 ⋅= 0.108 mh 2.341
⎛ Yf1 ⎞ 3.90
σf1 := σf2⋅⎜ ⎟= 0.145 ⋅= 0.157
⎝ Yf2 ⎠ 3.60
8. Проектировочный расчет валов и элементов корпуса редуктора.
T2 :=Tпрср -крутящий момент передаваемый выходным валом. 3
T2 = 5.774 × 10Нмм
⋅
T2
T1 := -крутящий момент передаваемый входным валом. u
3
T1 = 1.925 × 1H⋅мм
Тогда, ориентировочное расчетное значение диаметра конца входного и выходного валов определяется из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях, по формуле:
А). Для входного вала: τ1 := 15 МПа -допускаемое касательное напряжение для входного вала. 3/>3 />
33
T1 1080.195 10
d1 :=
= 29.9 мм
=
⋅
0.2⋅τ1 0.2 15
Принимаем значение диаметра входного вала d1 := 30 мм Б). Для выходного вала: τ2 := 20 МПа -допускаемое касательное напряжение для выходного вала.
3/>3/>
33
T2 10= 240.584 10
d2 :=
= 39.18 мм
⋅ Принимаем значение диаметра выходного вала d2 := 40 мм Теперь, примем диаметры валов под подшипники качения на 5-8 мм больше, т.е. А). Для входного вала: dh1 := d1 + 5 dh1 =30 + 5 dh1 = 35 мм
0.2⋅τ2 0.2 20
Б). Для выходного вала:
dh2 := d2 + 5 dh2 =40 + 5 dh2 = 45 мм
9. Подбор подшипников, уплотнений, шпонок и муфт.
1. Выбор подшипников.
Для ведущего вала выбираем подшипники в количестве2-х штук:
ГОСТ 8338-75
Серия: особолегкая;
Тип: 206 80108;
Основные размеры:
d30 мм
=
D62 мм
=
B16 мм
=
r1.5 мм
=
Co =19.5 103H -статическая грузоподъемность подшипника, Н.
⋅
C10 103 H -динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
=⋅
Для ведомого вала выбираем подшипники в количестве2-х штук:
ГОСТ 8338-75
Серия: легкая;
Тип: 208 80209;
Основные размеры:
d40 мм
=
D80 мм
=
B18 мм
=
r2мм
=
Co =32 103 H -статическая грузоподъемность подшипника, Н.
⋅
C17.8 103 H -динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
=⋅
10. Проверочный расчет валов на выносливость.
Материал валов: -сталь 45 нормализованная, с σв = 570 МПа.
Расчет производим после установления окончательной конструкции вала и его размеров в результате выполнения эскизной компоновки.
Составим расчетную схему, считая, что нагрузки в зацеплении приложены к середине зубчатого венца колеса.
Представим наш вал в виде балки, концы которой закреплены шарнирно-неподвижной опорой (точка А) и шарнирно-подвижной опорой (точка В). Укажем так же все силы, моменты и определим реакции опор.
Для косозубой передачи нагрузки в зацеплении определяются по формулам:
а). для окружной силы; T23 3
⋅
Ft2 := 2⋅⋅102 338.321 ⋅103
= 3.512 × 10Н
dw2 =
192.651 dw2 = 448.62 мм -диаметр начальной окружности колеса.
б). для радиальной силы; αw := 20 k1 -угол зацепления. αw0.349
⋅= tan 0.349) = 0.364
( cos β
()= 0.985 3
Ft2 tan (αw)= 3.512 10⋅0.364 3
Fr2 := () 0.985 = 1.298 × 10Н cos β в). для осевой силы; β -угол наклона линии зуба.
Fa2 := Ft2 tan β⋅ ()= 619.26 Н
⋅ ()= 3512 tan β
г). для момента; dw2 192.65 4
M2 := Fa2⋅= 619.26 ⋅= 5.965 × 10Нм
⋅
2 2
Теперь, из уравнений равновесия, определим реакции опор:
L1 := 57 мм -расстояние от точки опоры (А) до середины балки. L2 := 57 мм -расстояние от точки опоры (В) до середины балки.
1. Определим реакцию опоры в точке В: 3
Fr2 L2 − M2 1298 57 − 59.66 10
RBy := = 125.667 H L1 + L2 57 + 57
2. Определим реакцию опоры в точке А:
Fr2 L2 + M2 3
⋅
RAy := = 1298 57 + 59.66 103
L1 + L2 = 1.172 × 10H 57 + 57
Проверка:
3. RAy + RBy − Fr2 = 1.819 × 10 − 12 11Mx = 0
− 22Mx = RAy L = 1390 0.057 = 79.23
− ⋅⋅ 33Mx = RAy L − M 2 = 19.63
−⋅ 44Mx = 0
− 55Mx = 0
−
35
RAx := −Ft2 ⋅L1 = 57 − ⋅ 3.512 × 10=−2.002 × 106
RAx =−1.467 × 10H
−Ft2 ⋅L1 5
RBx := =−3.512 × 10⋅575 4
L1 + L2 =−1.756 × 10RBx =−1.287 × 10114 H
11My = 0
−
22My = 0
− 33My = RAx L = − 200 0.057 = − 17.2
− ⋅⋅
44My = 0
− 55My = 0
−
Проверка:
−Ft2 Ft2
−+ Ft2 = 0 22
Определим коэффициенты концентрации напряжений, в опасном сечении исходя из следующих зависимостей:
σв := 570 МПа -предел выносливости выбранной марки стали (сталь 45).
Kσ :=1.55 -эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.
Kτ := 1.70 -эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.
Kf := 1.25 -коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала в рассматриваемом сечении (класс шероховатости — 5). Kd := 0.79 -коэффициент, учитывающий масштабный фактор (размеры) вала.
Kυ:= 1.8 -коэффициент, учитывающий упрочнение поверхностей (закалка токами высокой
частоты). Теперь, все выбранные коэффициенты подставляем в формулы и определяем коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении.
Kσ 1.55
+ Kf − 1 + 1.25 − 1 Kd 0.79
Kσр :== = 1.229 Kυ 1.8
Kτ 1.70
+ Kf − 1 + 1.25 − 1 Kd 0.79
Kτр :== = 1.334 Kυ 1.8
11. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность.
Kt := 1-температурный коэф-т (при температуре узла меньше 100 С). Kδ:= 1.3 -коэфициент безопасности. V :=1 -коэф-т показывающий какое кольцо подшипника вращается (внешнее или внутреннее).
18.6 10
⋅
-статическая грузоподъемность подшипника, Н.
Co
H
:=
3
33.2 10H -динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
⋅
:=
Коэффициентырадиальной и осевой нагрузок определяются с учетом вспомогательного параметра «е», который для радиальных шарикоподшипников рассчитывается по зависимости:
0.25
Fa2
⎛⎜⎝
⎞⎟⎠
,
e0.434
019 Далее, если отношение (Fna/V*Fnr)
=
⋅
⋅
e := 0.618
⋅
должно быть
e2
≤
Co
= 0.477
= 0.477
=
Принимаем: X := 0.56 Y := 1.71 Тогда, приведенная расчетная нагрузка определяется по формуле:
×
10
⋅
⋅
⋅
YFa2 0.56 1 1.71 561.548 Теперь, мы можем определить долговечность подшипника по формуле:
Fпр (
XV⋅Fr2
⋅
)
Kδ⋅Kt Fпр ( ⋅1177
)⋅1.3⋅1Fпр
=
1.702
Н
:=
+
+
⋅
=
:=
⎛⎜⎝
⎛⎜⎝
⎞⎟⎠⋅
60 nкр
6
10
3
3
C Fпр
⎞⎟⎠
⎛⎜⎝⋅
60 320
3
⋅
3
33.2 10
2322
⎞⎟⎠
=
(
⋅
1000 10)
=
1.522
×
11
10
часов
⋅
⋅12. Проверочный расчет призматических шпонок.
Материал из которого изготовлены шпонки: Сталь 45 сув = 570 МПа.
Для стандартных призматических шпонок проверочный расчет выполняют из условия обеспечения прочности боковых поверхностей на смятие и на срез.
Допускаемые напряжения на смятие при стальной ступице и спокойной нагрузке {усм} 100 МПа
1. Проверка шпонки призматической Исходные данные:
Шпонка: 12x8x70 ГОСТ 23360-78. l := 70 мм -длина шпонки. h := 8 мм -высота шпонки. b := 12 мм -ширина шпонки.
d := 35 мм -диаметр выходного вала. t := 5.0 мм -величина заглубления шпонки в вал. lр := (lb) мм -расчетная длина шпонки.
−
. Проверка шпонки на смятие: 3
2T2⋅10
⋅
σсм := ≤
/>
где σcм = 100…..120
⋅(l
dh − t)⋅()
3
2T2⋅103
⋅
σсм := σсм = 1.896 × 10МПа
⋅( −
dh − t)⋅(lb)/>/>