Проектирование механического привода общего назначения

Министерство образования Российской Федерации Кубанский Государственный Технологический Университет Кафедра технической механики ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по дисциплине на тему Проектирование механического привода общего назначения. Выполнил студент Цымбал Евгений Сергеевич группы 20-М-61

Допущен к защите Консультант курсовой работы Нормоконтролер Защита Оценка Члены комиссии Задание к курсовой работе. Рассчитать привод бурового станка. Задана схема привода и исходные данные частота вращения на приводном валу рабочей машины n4100 мин-1, мощность на приводном валу рабочей машины P410.5 кВт, коэффициент перегрузки Кn2.4, нагрузка постоянная, работа в 2 смены 16 часов.

Срок службы длительный. 1 машина-двигатель. 2 упругая муфта. 3 редуктор цилиндрический одноступенчатый. 4 цепная передача. 5 вал рабочей машины. Рис.1 Кинематическая схема привода. 1. Кинематический силовой расчет привода. 1.1 Расчет общего коэффициента полезного действия привода и требуемой мощности электродвигателя. общРвахРдв.тр.

1, где РвахР4, Рдв.тр требуемая мощность электродвигателя. общмзпцп3пп 2, где м1 Коэффициент полезного действия муфты. зп0.97 Коэффициент полезного действия зубчатой передачи. цп0.95 Коэффициент полезного действия цепной передачи. пп0.99 Коэффициент полезного действия пары подшипников. примем из 3, таблица 1, с.7 общ1.0.97.0.95.0.9930.894 Из 1 находим Рдв.тр Р4общ10.50.89411.74 кВт 1.2 Выбор электродвигателя.

Из 3, таблица 2, с.9 подбираем двигатель с Рном ближайшей большей к расчетной Рдв.тр. Таблица 1. Тип двигателяНоминальная мощность, кВтНоминальная частота вращения ном, мин-1Общее передаточное число привода uобщ4A160S2УЗ15294029,44A160S4УЗ146514,6 54A160M6УЗ9759,754A180M8УЗ7307,3 1 uобщном n4294010029,4 мин-1 2 uобщном n4146510014,65 мин-1 3 uобщном n49751009,75 мин-1 4 uобщном n47301007,3 мин-1 uобщuзп . uцп. Из 3, таблица 3, с.9 uзп2-6.3 uцп2-4 uобщ4-25.2

Из ряда 3, с.11 примем uзп5 Выберем двигатель типа 4A160S4УЗ с Рном15 кВт, ном 1465 мин-1, uобщ 1.3 Разбивка общего передаточного числа между ступенями привода. uзп5 uцп uобщ uзп 14,6552,1.4 Расчет номинальных частот валов привода. I. вал электродвигателя. n1nном 1465 мин-1 II. входной вал редуктора ведущий вал зубчатой передачи. n2n1 1465 мин-1 III. выходной вал редуктора ведомый вал зубчатой передачи, ведущий вал цепной передачи.

n3n2uзп 14655293 мин-1 IV. приводной вал рабочей машины. n4n3uцп n1uобщ 2932,93100 мин-1.5 Расчет номинальных вращающих моментов на валах привода. Т130Ртр.дв103n1 30x11,74x10003,14x146576,56 Н м Т2Т1мпп 76,56x1x0,9975,79 Н м Т3Т2 uзпзппп 75,79x5x097x099363,93 Н м Т4Т3 uцпцппп 363,93x2,93x0,95x0,991002,86Н м 2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проводим

только по контактным напряжениям, так как статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности, изгибная прочность также выполняется. Рис.2 Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес. Исходные данные для расчета зубчатой передачи - частота вращения ведомого вала цилиндрической передачи n1 293 мин-1 момент на ведомом валу редуктора Т2 363,93

Н м. Таблица 2 Материалы колес и их механические характеристики. ХарактеристикаШестерняКолесоМарка сталиСталь 40Х ГОСТ 4543-71Сталь 45 ГОСТ 1050-88Метод получения заготовкиПоковкаПоковкаТермическая обработкаУлучшениеУлучшениеИнтервал твердости, НВ269302235262Средняя твердость НВср285,5248,5Предел текучести, у1, МПа750540Предел прочности ув, МПа900780Допускаемое контактное напряжение шестерни у1, колеса у2,

МПа583515Максимально допускаемое напряжение при перегрузках унмах, МПа2.1 Расчет межосевого расстояния зубчатой передачи. Рассчитываем межосевое расстояние из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. где KHв коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающих колес равен 1. Ша 0,4 коэффициент ширины колес для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении

колес. uuзп5 передаточное число редуктора. уН2515 Мпа допустимое контактное напряжение материала колеса предварительное значение. Примем стандартное значение межосевого расстояния а160 мм. 2.2 Расчет ширины колеса и шестерни, модуля зубчатых колес, чисел зубьев колес. Рассчитываем предварительное значение ширины колеса и шестерни. b2 Ша . a 0,4 . 160 64 мм. b11,12b2 1,12 . 64 71,68 мм.

Округлим до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров 3, с16. b2 63 мм. b1 71 мм. Отклонение Дb263-6463100 1,59 Дb171-71,6871100 0,96 Выберем модуль зубчатых колес в интервале m0,010,02а 0,010,02160 1,603,20 мм. Выберем стандартное значение модуля по ГОСТ 9562-80 m 2 мм. Рассчитываем предварительное значение суммарного числа зубьев. zУ 2am 2 .1602 160

Рассчитываем предварительное значение числа зубьев шестерни. z1 zУu1 1606 26,7 zУ 160, z27 Рассчитываем число зубьев колеса. z2 zУ z2.3 Расчет фактического передаточного числа зубчатой передачи. uф z2z1133274,93. Отклонение фактического передаточного числа составляет Дu u-uфu1001,2.4 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям.

Проверку проведем по следующему условию прочности KHх2 коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Рассчитаем окружную скорость вращения колес х2рmz2n260000 3,14 2 133 29360000 4, 08 мс. По ГОСТ 1643-81 по окружной скорости х24,08 мс назначаем 8 степень точности колес. Из 3, табл.6, с18 получим значение коэффициента динамичности.

На 6-42 мс 1,24-1,160,08 На 4,08-40,08 Х. Х0,08 0,082 0,0032 KHх2 1,16 0,0032 1,1632 Фактическая недогрузка составляет ДуН уH2 уH2 уH2100 473,9 515515100 -7,98 15 - что допустимо. 2.5 Расчет максимального напряжения при кратковременных перегрузках. Расчетное максимальное напряжение при кпатковременных перегрузках не должно превышать максимального

значения. уHмах2 уH2 . vKn уHмах2, Kn - коэффициент перегрузки. уHмах2 473,9 . v2,4 734,16 МПа 1512 Мпа. 2.6 Расчет геометрических размеров колес. Делительные диаметры колес d1 mz1 2 . 27 54 мм. d2 mz2 2 . 133 266 мм. Диаметры вершин зубьев колес dа1 d1 2m 54 2 . 2 58 мм. dа2 d2 2m 266 2 . 2 270 мм. Диаметры впадин колес df1 d1 2,5m 54 2,5 .

2 49 мм. df2 d2 2,5m 266 2,5 . 2 261 мм. Проверим межосевое расстояние зубчатых колес a d1 d22 160 мм. 2.7 Расчет сил зацепления зубьев колес. Окружные силы равны Ft2Ft2T2u1au36393051800 2729,5 H. Радиальные силы Fr2Fr2 Ft2 . tgб 2729,5tg200 887 H. Нормальная сила Fn2Fn2 Ft2cosб 2729,5cos200 2870 H. 3. Расчет цепной передачи.

Рис 3. Геометрические и силовые параметры цепной передачи. Исходные данные для расчета зубчатой передачи - частота вращения ведущей звездочки n1 293 мин-1 Т1 363,93 Н м uuцп 2,93. 3.1 Расчет предварительного значения шага цепи. Кэ коэффициент эксплуатации Кэ Кд . Крег . КИ . Кс . Кр Из 3, табл.8, с.23 Кд 1 коэффициент динамичности нагрузки при равномерной нагрузки.

Крег 1 коэффициент регулировки натяжения цепи при регулировании опорами. КИ 1 коэффициент положения передачи при наклоне линии центров звездочек к горизонту И600. Кс 1,5 коэффициент, учитывающий способ смазывания передачи при периодической смазки. Кр 1,25 коэффициент режима работы двухсменная работа. Кэ 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 1,875 Определим предварительное число зубьев ведущей звездочки. z1 29-2u 29 5,86 23,14

Округлим до целого нечетного числа z1 23. Рассчитаем число зубьев ведомой звездочки z2 z1u 67,39. Принимаем z2 67. Уточним передаточное число цепной передачи uф z2 z1 6723 2,91 Рассчитаем отклонение фактического передаточного числа от расчетного Дu uф -uu100 - 0,68 4. Определим p допускаемое давление в шарнире цепи по ряду 3, с.27. Зададимся предварительным значением скорости цепи в интервале х 23 мс.

Примем х2,5 мс. На 4-2 2 мс 21-17 4 МПа На 2,5-2 0,5 мс Х Х 0,5 . 4 2 1. Для х2,5 мс p 21-1 20 МПа. Примем по3, табл.Б1, с.63 стандартное значение шага t p 38,1 мм. 3.2 Определение фактической скорости цепи. х z1 . t . n1 . 10-360 23 . 38,1 . 293 . 10-360 4,28 мс. 3.3 Расчет действительного давления в шарнире цепи.

По ряду 3, с.27 при х 4,28 мс На 6-4 2 мс 17-14 3 МПа На 0,28 мс Х Х 0,28 . 32 0,42 МПа p 17-0,42 16,58 МПа. Условие прочности цепи p p выполняется. 3.4 Выбор цепи. По шагу выбирают цепь приводную однорядную нормальной серии по 3, табл.Б1, с.63 ПР-38,1-12700 ГОСТ 13568-75, где Fp 127000

Н разрушающая нагрузка цепи. 3.5 Расчет межосевого расстояния цепной передачи. Рассчитываем предварительное значение по формуле а 40t 40 . 38,1 1524 мм. Определим число звеньев в цепном контуре 80 45 1,23 126,2. Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное округляется до целого четного числа, т.е. Lt 126. Уточним фактическое значение межосевого расстояния 9,52581 78,5 1519,6 мм.

Определим длину цепи L Lt . t 126 . 38,1 4880,6 мм. 3.6 Проверка частоты вращения ведущей звездочки. Проверка проводится по условию n1 n1 n1 15000t 1500038,1 393,7 мин-1 допустимая частота вращения. 293 мин-1 393,7 мин-1 , следовательно, условие выполняется. 3.7 Проверка цепи по числу ударов шарнира в цепи о зубья звездочек. Проверка проводится по условию н н Расчетное число ударов цепи о зуб звездочки н 4z1n160Lt 4 .

23 . 29360 . 126 3,57 c-1. Допустимое число ударов цепи о зуб звездочки н 508t 50838,1 13,3 с-1 Условие 3,57 c-1 13,3 с-1 выполняется. 3.8 Проверка цепи по коэффициенту запаса прочности. Должно выполняться условие S S. Расчетное значение коэффициента запаса прочности S FpFt . KD F0 Fv Fp 127000 Н. Ft 2T1dg1 2рT1tz1 2608 Н окружная сила, передаваемая цепью. KD 1. F0 Kf . m . a . g предварительное натяжение цепи от провисания

ведомой ветви. Kf 6 коэффициент провисания цепи для горизонтальных передач 1, с.97. m 5,50 кгм масса одного метра цепи 3, табл.Б1, с.63 а 1,520 м. g 9,81 мс2 F0 6 . 5,50 . 1,520 . 9,81 492 Н. Fv mх2 5,5 . 4,282 101 Н натяжение цепи от центробежных сил. S 1270002608 . 1 492 101 39,7 Определим допускаемое значение коэффициента запаса прочности по 3, табл.9, с.26 при

z1 1530 На 300-200 100 мин-1 - 9,8-8,90,9 На 293-200 93 мин-1 - Х Х 93 . 0,9100 0,837 S 8,9 0,837 9,737. Условие 39,7 9,737 выполняется. 3.9 Определение силы давления цепи на валы. Fn Ft 2F0 2608 2 . 492 3592 Н. 4. Конструирование валов. Проектный расчет тихоходного вала. Проектный расчет вала проводим из условия его прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрации

напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение ф1520МПа. Для тихоходного вала ф 20МПа. Назначим ступени тихоходного вала. Наименьший диаметр равен Назначим стандартный диаметр из ряда 3, стр.34 dВ2 45 мм. Назначим диаметр ступени вала под подшипники и уплотнение согласовываем с 3, табл.14, с.36 - dП2 dу2 50 мм. Назначим диаметр ступени вала под колесо dК2 dП2 2t t выбирается из 3, табл.14, с.36. dК2 50 6 56

мм назначим стандартное значение dК2 60 мм. Назначим диаметр буртика для упора колеса dб2 60 6 66 мм, стандартное значение dб2 70 мм. Рис. 4 Тихоходный вал. 5. Конструирование колеса Рис.5 Цилиндрическое зубчатое колесо Таблица 3 Размеры зубчатого колеса, мм. ПараметрФормулаРасчетДиаметр ступицыdст 1,6dkdст 1,6 . 56 89,6Длина ступицыLст b2 1,5 dkLст 63 84, Lст 71Толщина ободад0 2,54,0 mд0 58, д0 6Диаметр ободаD0

da2 - д0 4,5 mD0 270 - 12 -9 249Толщина дискаc 0,20,3 b2 c 12,618,9, с 15Диаметр центров отверстий в дискеDотв 0,5D0 dстDотв 0,5249 89,6 169,3Диаметр отверстий фаскиdотв D0 - dст4 n0,5 mdотв 249 89,64 40 n1 6. Выбор способа смазки передачи и подшипников. Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масленую ванну, роль которой играет корпус редуктора,

Подшипники смазываются масляным туманом от разбрызгивания этого же масла, т.к. величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес больше 2,5 мс. Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяем крышки. Из 3,табл. Б6, с68 выберем крышки Крышка 21-90 ГОСТ18511-73 и крышку торцовую с отверстием для манжетного уплотнения Крышка 12-90х45 ГОСТ18512-73. 7. Выбор подшипников.

Выбор типа подшипников зависит от нагрузок действующих на вал. Так как в прямозубой передачи действуют только радиальные силы, то применим радиальные шарикоподшипники. Выбор типоразмера подшипника производим по диаметру вала под подшипник. dn2 50 мм. По 3,табл. Б5, с.67 Наименование валаОбозначение подшипникаРазмеры, ммГрузоподьемность, кНdDBrCC0Тихоходный210509020235,119,8 8. Проверочный расчет подшипников и валов. 8.1 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала.

Составим расчетную схему вала, к тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи Ft 2729,5 H. окружная сила. Fr 887 H. радиальная сила Fn 3592 Н. Из чертежа измерим размеры участка тихоходного вала, а мм b мм.