microbik.ru
1

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 n4=100 мин-1, мощность на приводном валу рабочей машины P4=10.5 кВт, коэффициент перегрузки Кn=2.4, нагрузка постоянная, работа в 2 смены – 16 часов. Срок службы длительный.


3






1 – машина-двигатель.

2 – упругая муфта.

3
5
– редуктор цилиндрический одноступенчатый.

4 – цепная передача.

5 – вал рабочей машины.








2





М

4



1




Рис.1 Кинематическая схема привода.


  1. Кинематический силовой расчет привода.




    1. Расчет общего коэффициента полезного действия привода и требуемой мощности электродвигателя.


общвахдв.тр. (1), где Рвах4,

Рдв.тр – требуемая мощность электродвигателя.
общ=мзпцп3пп (2), где

м=1 – Коэффициент полезного действия муфты.

зп=0.97 – Коэффициент полезного действия зубчатой передачи.

цп=0.95 – Коэффициент полезного действия цепной передачи.

пп=0.99 – Коэффициент полезного действия пары подшипников.

(примем из [3, таблица 1, с.7])
общ=1.0.97.0.95.0.993=0.894

Из (1) находим Рдв.тр= Р4/общ=10.5/0.894=11.74 кВт


    1. Выбор электродвигателя.


Из [3, таблица 2, с.9] подбираем двигатель с Рном – ближайшей большей к расчетной Рдв.тр.

Таблица 1.

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Номинальная частота вращения ном, мин-1

Общее передаточное число привода uобщ

4A160S2УЗ

15

2940

29,4

4A160S4УЗ

1465

14,65

4A160M6УЗ

975

9,75

4A180M8УЗ

730

7,3




  1. uобщ=ном/ n4=2940/100=29,4 мин-1

  2. uобщ=ном/ n4=1465/100=14,65 мин-1

  3. uобщ=ном/ n4=975/100=9,75 мин-1

  4. uобщ=ном/ n4=730/100=7,3 мин-1

uобщ=uзп . uцп.

Из [3, таблица 3, с.9]

uзп=2-6.3

uцп=2-4

uобщ=4-25.2

Из ряда [3, с.11] примем uзп=5

Выберем двигатель типа 4A160S4УЗ с Рном=15 кВт, ном= 1465 мин-1, uобщ= =14.65


    1. Разбивка общего передаточного числа между ступенями привода.


uзп=5 uцп= uобщ/ uзп= 14,65/5=2,93


    1. Расчет номинальных частот валов привода.




  1. – вал электродвигателя.

n1=nном= 1465 мин-1

  1. – входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи).

n2=n1= 1465 мин-1

  1. – выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи, ведущий вал цепной передачи).

n3=n2/uзп= 1465/5=293 мин-1

  1. – приводной вал рабочей машины.

n4=n3/uцп= n1/uобщ= 293/2,93=100 мин-1


    1. Расчет номинальных вращающих моментов на валах привода.



Т1=(30Ртр.дв103)/n1= (30x11,74x1000)/(3,14x1465)=76,56 Н м

Т21мпп= 76,56x1x0,99=75,79 Н м

Т32 uзпзппп= 75,79x5x097x099=363,93 Н м

Т43 uцпцппп= 363,93x2,93x0,95x0,99=1002,86Н м


  1. 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.


2



1







Ft1

n2





d2

d1


Fr2

Fr1





n1



a

Ft2


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.

Характеристика


Шестерня

Колесо

Марка стали

Сталь 40Х

ГОСТ 4543-71

Сталь 45

ГОСТ 1050-88

Метод получения заготовки

Поковка


Поковка

Термическая обработка

Улучшение

Улучшение

Интервал твердости, НВ

269…302

235…262

Средняя твердость НВср

285,5

248,5

Предел текучести, σ1, МПа

750

540

Предел прочности σв, МПа

900

780

Допускаемое контактное напряжение шестерни – [σ1], колеса – [σ2], МПа

583

515

Максимально допускаемое напряжение при перегрузках [σнмах], МПа

2100

1512



2.1 Расчет межосевого расстояния зубчатой передачи.
Рассчитываем межосевое расстояние из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.

где K – коэффициент концентрации нагрузки (для прирабатывающих колес равен 1).

Ψа= 0,4 – коэффициент ширины колес (для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес).

u=uзп=5 – передаточное число редуктора.

σН2=515 Мпа – допустимое контактное напряжение материала колеса.


    • предварительное значение.

Примем стандартное значение межосевого расстояния а=160 мм.

2.2 Расчет ширины колеса и шестерни, модуля зубчатых колес, чисел зубьев колес.
Рассчитываем предварительное значение ширины колеса и шестерни.

b2`= Ψа . a =0,4 . 160 = 64 мм.

b1`=1,12b2 = 1,12 . 64 = 71,68 мм.

Округлим до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров [3, с16].

b2= 63 мм.

b1= 71 мм.

Отклонение Δb2=[(63-64)/63]100% = 1,59%

Δb1=[(71-71,68)/71]100% = 0,96%

Выберем модуль зубчатых колес в интервале m`=(0,01…0,02)а = =(0,01…0,02)160 = 1,60…3,20 мм.

Выберем стандартное значение модуля по ГОСТ 9562-80 – m = 2 мм.

Рассчитываем предварительное значение суммарного числа зубьев.

zΣ`= 2a/m = 2 .160/2 = 160

Рассчитываем предварительное значение числа зубьев шестерни.

z1`= zΣ`/(u+1) = 160/6 = 26,7

zΣ= 160, z1= 27

Рассчитываем число зубьев колеса.

z2= zΣ – z1= 160 – 27 = 133.

2.3 Расчет фактического передаточного числа зубчатой передачи.
uф= z2/z1=133/27=4,93.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

Δu= [(u-uф)/u]100%=1,4%.
2.4 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям.
Проверку проведем по следующему условию прочности –

KHυ2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях.

Рассчитаем окружную скорость вращения колес υ2=πmz2n2/60000 =

= (3,14 2 133 293)/60000 = 4, 08 м/с.

По ГОСТ 1643-81 по окружной скорости υ2=4,08 м/с назначаем 8 степень точности колес. Из [3, табл.6, с18] получим значение коэффициента динамичности.

На 6-4=2 м/с – 1,24-1,16=0,08

На 4,08-4=0,08 – Х.

Х=(0,08 0,08)/2 = 0,0032

KHυ2 =1,16 + 0,0032 = 1,1632

Фактическая недогрузка составляет ΔσН = {(σH2 – [σH2])/[ σH2]}100% =

= {(473,9 – 515)/515}100% = -7,98% < 15% - что допустимо.

2.5 Расчет максимального напряжения при кратковременных перегрузках.
Расчетное максимальное напряжение при кпатковременных перегрузках не должно превышать максимального значения.

σHмах2 = σH2 . √Kn ≤ [σHмах2],

Kn - коэффициент перегрузки.

σHмах2 = 473,9 . √2,4 = 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 + d2)/2 = 160 мм.


2.7 Расчет сил зацепления зубьев колес.
Окружные силы равны:

Ft2=Ft2=T2(u+1)/au=363930(5+1)/800 = 2729,5 H.

Радиальные силы:

Fr2=Fr2= Ft2 . tgα = 2729,5tg200 = 887 H.

Нормальная сила:

Fn2=Fn2= Ft2/cosα = 2729,5/cos200 = 2870 H.


  1. 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.

- u=uцп = 2,93.

3.1 Расчет предварительного значения шага цепи.

Кэ – коэффициент эксплуатации

Кэ = Кд . Крег . КΘ . 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).

КΘ = 1 – коэффициент положения передачи (при наклоне линии центров звездочек к горизонту Θ≤600).

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 = 67/23= 2,91

Рассчитаем отклонение фактического передаточного числа от расчетного:

Δu= [(uф -u)/u]100%= - 0,68% < 4%.

Определим [p] – допускаемое давление в шарнире цепи по ряду [3, с.27]. Зададимся предварительным значением скорости цепи в интервале υ= 2…3 м/с. Примем υ=2,5 м/с.

На (4-2) = 2 м/с – (21-17) = 4 МПа

На (2,5-2) = 0,5 м/с – Х

Х= 0,5 . 4 /2 = 1.

Для υ=2,5 м/с [p] = 21-1 = 20 МПа.

Примем по[3, табл.Б1, с.63] стандартное значение шага t = p = 38,1 мм.


3.2 Определение фактической скорости цепи.

υ = z1 . t . n1 . 10-3/60 = 23 . 38,1 . 293 . 10-3/60 = 4,28 м/с.


3.3 Расчет действительного давления в шарнире цепи.

По ряду [3, с.27] при υ = 4,28 м/с

На 6-4 = 2 м/с – 17-14 = 3 МПа

На 0,28 м/с – Х

Х = 0,28 . 3/2 = 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


=9,525{81 + 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] = 15000/t = 15000/38,1 = 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 ν ≤ [ν]

Расчетное число ударов цепи о зуб звездочки:

ν = 4z1n1/60Lt = 4 . 23 . 293/(60 . 126) = 3,57 c-1.

Допустимое число ударов цепи о зуб звездочки:

[ν] = 508/t = 508/38,1 = 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 = Fp/(Ft . KD + F0 + Fv)

Fp = 127000 Н.

Ft = 2T1/dg1 = 2πT1/tz1= 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 кг/м – масса одного метра цепи [3, табл.Б1, с.63]

а = 1,520 м.

g = 9,81 м/с2

F0 = 6 . 5,50 . 1,520 . 9,81 = 492 Н.

Fv = mυ2 = 5,5 . 4,282 = 101 Н – натяжение цепи от центробежных сил.

S = 127000/(2608 . 1 + 492 + 101) = 39,7

Определим допускаемое значение коэффициента запаса прочности по [3, табл.9, с.26] при z1 = 15…30
На 300-200 = 100 мин-1 - 9,8-8,9=0,9

На 293-200 = 93 мин-1 - Х
Х = 93 . 0,9/100 = 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.


  1. 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 ([τ]=15…20МПа).

Для тихоходного вала [τ]= 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.



  1. Конструирование колеса



Рис.5 – Цилиндрическое зубчатое колесо




Таблица 3 – Размеры зубчатого колеса, мм.


Параметр

Формула

Расчет

Диаметр ступицы

dст = 1,6dk

dст = 1,6 . 56= 89,6

Длина ступицы

Lст = b2 …1,5 dk

Lст = 63 …84, Lст = 71

Толщина обода

δ0 = (2,5…4,0 m)

δ0 = 5…8, δ0 = 6

Диаметр обода

D0 = da2 - δ0 – 4,5 m

D0 =270 - 12 -9 = 249

Толщина диска

c = (0,2…0,3) b2

c = 12,6…18,9, с = 15

Диаметр центров отверстий в диске

Dотв = 0,5(D0 + dст)

Dотв = 0,5(249 + 89,6 ) = =169,3

Диаметр отверстий фаски


dотв =(D0 - dст)/4

n=0,5 m

dотв =(249 – 89,6)/4 = 40

n=1



  1. 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 м/с. 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.


  1. 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 вала

Обозначение подшипника

Размеры, мм

Грузоподьемность, кН

d

D

B

r

C

C0

Тихоходный


210

50

90

20

2

35,1

19,8


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.