Вход

Проектирование механического привода общего назначения

Курсовая работа по физике
Дата добавления: 21 мая 2006
Язык курсовой: Русский
Word, rtf, 569 кб
Курсовую можно скачать бесплатно
Скачать
Данная работа не подходит - план Б:
Создаете заказ
Выбираете исполнителя
Готовый результат
Исполнители предлагают свои условия
Автор работает
Заказать
Не подходит данная работа?
Вы можете заказать написание любой учебной работы на любую тему.
Заказать новую работу

Задание к курсовой работе. Рассчитать привод бурового станка. Задана схема привода и исходные да н ные: частота вращения на приводном валу рабо чей машины n 4 =100 мин -1 , мо щ ность на приводном валу рабочей машины P 4 =10.5 кВт, коэффициент пер егру з ки К n =2.4, нагрузка постоянная, работа в 2 смены – 16 часов. Срок сл ужбы дл и тельный. 1 – машина-двигатель. 2 – упругая . 3 – редуктор ци линдрический одноступенчатый. 4 – цепная передача. 5 – вал рабочей машины. Рис.1 Кинематическая схема привода. 1. Кинематический силовой расче т привода. 1.1 Ра счет общего коэффициента полезного действия привода и требу е мой мощности электродвигателя. общ =Р вах /Р дв.тр . (1), где Р вах =Р 4 , Р дв.тр – требуемая мощность электрод вигателя. общ = м зп цп 3 пп (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 . 0.99 3 =0.894 Из (1) находим Р дв.тр = Р 4 / о бщ =10.5/0.894=11.74 кВт 1.2 Выбор электродвигателя. Из [3, таблица 2, с.9] подбираем двигатель с Р ном – ближайшей большей к ра с че тной Р дв.тр. Таблица 1. Тип двигателя Номинальная мощно сть, кВт Номинальная частота вращения ном , мин -1 Общее передаточное число привода u общ 4A160S2 УЗ 15 2940 29,4 4A160S4 УЗ 1465 14,65 4A160M6 УЗ 975 9,75 4A180M8 УЗ 730 7,3 1) u общ = н ом / n 4 =2940/100=29,4 мин -1 2) u общ = ном / n 4 =1465/100=14,65 мин -1 3) u общ = ном / n 4 =975/100=9,75 мин -1 4) u общ = ном / n 4 =730/100=7,3 мин -1 u общ = u зп . u цп . Из [3, таблица 3, с.9] u зп =2-6.3 u цп =2-4 u общ =4-25.2 Из ряда [3, с.11] примем u зп =5 Выберем двигатель типа 4 A 160 S 4УЗ с Рном=15 кВт, ном = 1465 мин -1 , u общ = =14.65 1.3 Разбивка общего передаточн ого числа между ступенями привода. u зп =5 u цп = u общ / u зп = 14,65/5=2,93 1.4 Расчет номинальных частот в алов привода. I. – вал электродвигателя. n 1 = n ном = 1465 мин -1 II. – входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи). n 2 = n 1 = 1465 мин -1 III. – выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передач и, ведущий вал цепной передачи). n 3 = n 2 / u зп = 1465/5=293 мин -1 IV. – приводной вал рабочей машины. n 4 = n 3 / u цп = n 1 / u общ = 293/2,93=100 мин -1 1.5 Расчет номинальных вращающ их моментов на валах привода. Т 1 =(30Р тр.дв 10 3 )/ n 1 = (30 x 11,74 x 1000)/(3,14 x 1465)=76,56 Н м Т 2 =Т 1 м пп = 76,56 x 1 x 0,99=75,79 Н м Т 3 =Т 2 u зп зп пп = 75,79 x 5 x 097 x 099=363,93 Н м Т 4 =Т 3 u цп цп пп = 363,93 x 2,93 x 0,95 x 0,99=1002,86Н м 2. Расч ет прямозубой цилиндрической передачи. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проводим только по контактным напряжениям, так как статистика расчетов этих передач при ср едних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показыв а ет, что при обеспечении контактной пр очности, 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 n 1 = 293 мин -1 . - момент на ведомом валу редуктора Т 2 = 363,93 Н м. Таблица 2 – Материалы колес и их механические характеристики. Характеристика Ше стерня Колесо Мар ка 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 НВ ср 285,5 248,5 Предел текучести, у 1 , МПа 750 540 Предел прочности у в , МПа 900 780 Допускаемое контактное напряж ение шестерни – [ у 1 ], колеса – [ у 2 ], МПа 583 515 Максимально допускаемое напря жение при п е регрузках [ у нмах ], МПа 2100 1512 2.1 Расчет межосевого расстояния зубчатой передачи. Рассчитываем межосевое расстояние из условия контактной вынослив ости рабочих поверхностей зубьев. где K Hв – коэффициент концентрации нагрузки (для прирабатывающих колес равен 1). Ш а = 0,4 – коэффицие нт ширины колес (для одноступенчатого цилиндр и ческого редуктора при симметричном расположении колес). u = u зп =5 – передаточное число редуктора. у Н2 =515 Мпа – допус тимое контактное напряжение материала колеса. - предварительное значение. Примем стандартное значе ние межосевого расстояния а=160 мм. 2.2 Расчет ширины колеса и шестерни, модуля зубчатых колес, чисел зубь ев колес. Рассчитываем предварительное значение ширины колеса и шестерни. b 2 `= Ш а . a =0,4 . 160 = 64 мм . b 1 `=1,12b 2 = 1,12 . 64 = 71,68 мм . Округлим до ближайших стандартных значений из ряда главных параме тров [3, с16]. b 2 = 63 мм . b 1 = 71 мм. Отклонение Д b 2 = [ (63-64)/63 ]100% = 1,59% Д b 1 =[(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. z У `= 2 a / m = 2 . 160/2 = 160 Рассчитываем предварительное значение числа зубьев ш естерни. z 1 `= z У `/( u +1) = 160/6 = 26,7 z У = 160 , z 1 = 27 Рассчитываем число зубьев колеса. z 2 = z У – z 1 = 160 – 27 = 133. 2.3 Расчет фактического передаточного числа зубчатой передачи. u ф = z 2 / z 1 =133/27=4,93. Отклонение фактического передаточного числа составля ет Д u = [( u - u ф )/ u ]100%=1,4%. 2.4 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям. Проверку проведем по следующему условию прочности – K H х 2 – коэффициент дин амичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Рассчитаем окружную скорость вращения колес х 2 =р mz 2 n 2 /60000 = = (3,14 2 133 293)/60000 = 4, 08 м/с. По ГОСТ 1643-81 по окружной скорости х 2 =4,08 м/с назначаем 8 степень точности колес. Из [3, табл.6, с18] полу чим значение коэффициента динамичн о сти. 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 K H х 2 =1,16 + 0,0032 = 1,1632 Фактическая недогрузка составляет Ду Н = (у H 2 – [у H 2 ])/[ у H 2 ] 100% = = (473,9 – 515)/515 100% = -7,98% < 15% - что допустимо. 2.5 Расчет максимального напряжения при кратковременных перегру з ках. Расчетное максимальное напряжение при кпатковременных перегрузках не должно превышать максимального значения. у H мах2 = у H 2 . √'76 K n ≤ [у H мах2 ], K n - к оэффициент перегрузки. у H мах2 = 473,9 . √'762,4 = 734,16 МПа ≤ 1512 Мпа. 2.6 Расчет геометрических размеров колес. Делительные диаметры колес: d 1 = mz 1 = 2 . 27 = 54 мм. d 2 = mz 2 = 2 . 133 = 266 мм. Диаметры вершин зубьев колес: d а1 = d 1 + 2 m = 54 + 2 . 2 = 58 мм. d а2 = d 2 + 2 m = 266 + 2 . 2 = 270 мм. Диаметры впадин колес: d f 1 = d 1 – 2,5 m = 54 + 2,5 . 2 = 49 мм. d f 2 = d 2 – 2,5 m = 266 + 2,5 . 2 = 261 мм. Проверим межосевое расстояние зубчатых колес – a = ( d 1 + d 2 )/2 = 160 мм. 2.7 Расчет сил зацепления зубьев колес. Окружные силы равны: F t 2 = F t 2 = T 2 ( u +1)/ au =363930(5+1)/800 = 2729,5 H . Радиальные силы: F r 2 = F r 2 = F t 2 . tgб = 2729,5 tg 20 0 = 887 H . Нормальная сила: F n 2 = F n 2 = F t 2 / cosб = 2729,5/ cos 20 0 = 2870 H . 3. Расчет цепной передачи. Рис 3. Геометрические и силовые параметры цепной переда чи. Исходные данные для расчета зубчатой передачи: - частота вращения ведущей звездочки n 1 = 293 мин -1 . - Т 1 = 363,93 Н м. - u = u цп = 2,93. 3.1 Расчет предварительного значения шага цепи. К э – коэффициент эксплуатации К э = К д . К рег . К И . К с . К р Из [3, табл.8, с.23] К д = 1 – коэффициент динамичност и нагрузки (при равномерной нагрузки). К рег = 1 – коэффициент регулировки нат яжения цепи (при регулировании опорами). К И = 1 – коэффициент положения перед ачи (при наклоне линии центров зве з дочек к горизонту И ≤60 0 ). К с = 1,5 – коэффициент, учитывающий спос об смазывания передачи (при п е риод ической смазки). К р = 1,25 – коэффициент режима работы (дву хсменная работа). К э = 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 1,875 Определим предварительное число зубьев ведущей звездочки. z 1 ` = 29-2 u = 29 – 5,86 = 23,14 Округлим до целого нечетного числа z 1 = 23. Рассчитаем число зубьев ведомой звездочки z 2 ` = z 1 u = 67,39. Принимаем z 2 = =67. Уточним передат очное число цепной передачи: u ф = z 2 / z 1 = 67/23= 2,91 Рассчитаем отклонение фактического передаточного числа от расчетного: Д u = [( u ф - u )/ u ]100%= - 0,68% < 4%. Определим [ p ] – допускаемое давление в шарнире цепи по ряду [3, с.27]. З а дадимся предварительным значением скорости цепи в ин тервале х= 2…3 м/с. Примем х=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 х=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. х = z 1 . t . n 1 . 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 х = 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 F p = 127000 Н – разруш а ющая нагрузка цепи. 3.5 Расчет межосевого расстояния цепной передачи. Рассчитываем предварительное значение по формуле а` = 40 t = 40 . 38,1 = =1524 мм. Определим число звеньев в цепном контуре: = 80 + 45 + 1,23 = 126,2. Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное округл я ется до целого четного числа, т.е. L t = 126. Уточним фактическое значение межосевого расстояния =9,525 81 + 78,5 = 1519,6 мм. Определим длину цепи L = L t . t = 126 . 38,1 = 4880,6 мм. 3.6 Проверка частоты вращения ведущей звездочки. Проверка проводится по условию n 1 ≤ [ n 1 ] [ n 1 ] = 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 з вездочек. Проверка проводится по условию н ≤ [н] Расчетное число ударов цепи о зуб звездочки: н = 4 z 1 n 1 /60 L t = 4 . 23 . 293/(60 . 126) = 3,57 c -1 . Допустимое число ударов цепи о зуб звездочки: [н] = 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 коэфф ициента з а паса прочности – S = F p /( F t . K D + F 0 + F v ) F p = 127000 Н . F t = 2 T 1 / d g 1 = 2 рT 1 / tz 1 = 2608 Н – окруж ная сила, передаваемая цепью. K D = 1. F 0 = K f . m . a . g – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой в етви. K f = 6 – коэффициент провисания цепи для горизонтальных передач [1, с.97]. m = 5,50 кг/м – масса одного метра ц епи [3, табл.Б1, с.63] а = 1,520 м. g = 9,81 м / с 2 F 0 = 6 . 5,50 . 1,520 . 9,81 = 492 Н . F v = mх 2 = 5,5 . 4,28 2 = 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 z 1 = 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. F n = F t + 2F 0 = 2608 + 2 . 492 = 3592 Н. 4. Конструирование валов. Проектный расчет тихоходного вала. Проектный расчет вала проводим из условия его прочности на чистое круч е ние, а изгиб вала и концентрации на пряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручен ие ([ ф]=15…20 МПа). Для тихоходного вала [ ф]= 20 МПа. Назначи м ступени тихоходного вала. Наименьший диаметр равен: Назначим стандартный диаметр из ряда [3, стр.34] – d В2 = 45 мм. Назначим диаметр ступени вала под подшипники и уплотнение (согласов ы ваем с [3, табл.14, с.36]) - d П2 = d у2 = 50 мм. Назначим диаметр ступени вала под колесо – d К2 = d П2 + 2 t ( t выбирается из [3, табл.14, с .36]). d К2 = 50 + 6 = 56 мм., на значим стандартное значение d К2 = 60 мм. Назначим диаметр буртика для упора колеса – d б2 = 60 + 6 = 66 мм, стандар т ное значение d б2 = 70 мм. Рис. 4 – Тихоходный вал. 5. Конструирование колеса Рис.5 – Цилиндрическое зубчатое колесо Таблица 3 – Размеры зубчатого колеса, мм. Параметр Формула Расчет Диам етр ступицы d ст = 1,6 d k d ст = 1,6 . 56= 89,6 Длина ступицы L ст = b 2 …1,5 d k L ст = 63 …84 , L ст = 71 Толщина обода д 0 = (2,5…4,0 m ) д 0 = 5…8 , д 0 = 6 Диаметр обода D 0 = d a 2 - д 0 – 4,5 m D 0 = 270 - 12 -9 = 249 Толщина диска c = (0, 2…0,3) b 2 c = 12,6…18,9 , с = 15 Диаметр центров отве р стий в диске D отв = 0,5( D 0 + d ст ) D отв = 0,5( 249 + 89,6 ) = =169,3 Диаметр отверстий фаски d отв =( D 0 - d ст )/4 n =0,5 m d отв = (249 – 89,6)/4 = 40 n=1 6. Выбор способа смазки передач и и подшипников. Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывае тся жидким маслом методом окунания колеса в масленую ванну, роль которой игр а ет корпус редуктора, Подшипни ки смазываются масляным туманом от разбры з гивания этого же масла, т.к. величина окружной скорости в зацепл ении зубч а тых колес больше 2,5 м/с. Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипн иков применяем крышки. Из [3,табл. Б6, с68] выберем крышки – Крышка 21-90 ГОСТ18511-73 и крышку торцовую с отвер стием 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 рад и альные шарикоподшипники. Выбор ти поразмера подшипника производим по диаметру вала под подшипник. d n 2 = 50 мм. По [3,табл. Б5, с.67]: Наименование вала Обозначени е подшипника Размеры, мм Грузоподьемность, кН d D B r C C 0 Тихоходный 210 50 90 20 2 35,1 19,8 8. Проверочный расчет подш ипников и валов. 8.1 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала. Составим расчетную схему вала, к тихоходному валу прикладываем силы от з убчатой цилиндрической прямозубой передачи F t = 2729,5 H . – окружна я сила. F r = 887 H . – радиаль ная сила F n = 3592 Н. Из чертежа измерим размеры участка тихоходного вала, а = мм., b = мм.

© Рефератбанк, 2002 - 2017