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.