Спроектировать привод к пресс-вальцам

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 28 Марта 2013 в 17:38, курсовая работа

Описание

Исходные данные:
Мощность на рабочем валу машины ………………… Nр.в. =43,0 кВт
Скорость вращение рабочего вала машины……….… nр.в. = 6 об/мин
Скорость вращения электродвигателя………………..nc=1000 об/мин
ПВ =100%

Работа состоит из  1 файл

Курсовой проект.doc

— 393.50 Кб (Скачать документ)


 

 

МИНЕСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

 

 

 

 

 

Кафедра Механики

 

 

 

 

 

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ 

ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ  ПРОЕКТУ ПО МЕХАНИКЕ

 

Тема: «Спроектировать  привод к пресс-вальцам»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил ст. факультета №1

гр 3/4  Краснов Р.О.

Консультант: Барбов А.А.

 

 

 

 

 

 

 

 

2002

Задание

на выполнение курсового проекта по механике

 

 

Тема: спроектировать привод к пресс-вальцам

 

Исходные данные:

Мощность на рабочем  валу машины ………………… Nр.в. =43,0 кВт

Скорость вращение рабочего вала машины……….… nр.в. = 6 об/мин

Скорость вращения электродвигателя………………..nc=1000 об/мин

ПВ =100%

 

 

 

 

Рис. 1 Кинематическая схема  привода

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический расчет привода и выбор

электродвигателя

1.1. Общий КПД привода:

η = η12η2η34

        где η= 0,97 – КПД зубчатой закрытой передачи

                      η2 = 0,95 – КПД зубчатой открытой передачи

                      η= 0,995 – КПД пары подшипников

η = 0,972·0,95·0,9954 = 0,876

1.2. Требуемая  мощность электродвигателя:

Nтр =  N/η = 43,0/0,876 = 49,08 кВт

Выбираем  асинхронный  электродвигатель 4А250М6 [1c.27]:

мощность  -55,0 кВт

синхронная частота  – 1000 об/мин

скольжение – 1,3%

рабочая частота  1000(100 – 1,3)/100 = 987 об/мин.

Недогрузка электродвигателя:

(55,0-49,08)100/55 = 10,8% допустимо 15%

 

Рис. 2 Электродвигатель

1.3. Мощности, передаваемые валами:

N1 = Nтрη3 = 49,08∙0,995 = 48,83 кВт,

N2 = N1η1h3 = 48,83∙0,97∙0,995 = 47,13 кВт,

N3 = N2η1η3 = 47,13∙0,97∙0,995  = 45,49 кВт,

N3 = N2η2h3= 45,49∙0,95×0,995  = 43,00 кВт.

1.4. Передаточное число:

u = n1/nр.в. = 987/6 = 164,50

принимаем предварительно для открытой зубчатой передачи

uозп. = 6,0 тогда передаточное число редуктора

uр = u/uозп. = 164,50/6 = 27,41

Число оборотов тихоходного  вала редуктора

n3 = nрвuозп = 6×6 = 36 об/мин;   w3 = 36π/30 = 3,77 рад/с,

Крутящий момент на тихоходном валу:

М3 = N3/w3 = 45,49·103/3,77 = 12066 Н·м,

Выбираем двухступенчатый  цилиндрический редуктор РК-450-31,5, для которого допускаемый момент на тихоходном валу 15290 Н×м

 

       Передаточное число тихоходной ступени:

u2 = 0,88up0,5 = 0,88×31,500,5 = 4,93,

принимаем по ГОСТ 2185-66 u2 =5,0.

Передаточное число быстроходной ступени:

u1 = up/u2 = 31,50/5,0 = 6,30,

принимаем по ГОСТ 2185-66 u2 =6,3.

 

 

Уточняем передаточное число открытой передачи:

u3 = u/u1u2 = 164,50/5,0×6,3 = 5,22.

1.5. Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 987 об/мин,      w1 = 987π/30 = 103,4 рад/с,

n2 = n1/u1 = 987/6,3  = 157 об/мин,      w2= 157π/30 = 16,4 рад/с,

n3 = n2/u2 = 157/5,0 = 31,3 об/мин,     w2= 31,3π/30 = 3,28 рад/с,

n3 = n2/u2 =31,3/5,22 = 6 об/мин,      w2= 6π/30 = 0,63 рад/с.

1.6.Крутящие моменты:

М1 = Nтр/w1 = 48,83·103/103,4 = 472 Н·м,

М= 47,13·103/16,4 = 2874 Н·м,

М3 = 45,49·103/3,28 =13869 Н·м,

М3 = 43,00·103/0,63 = 68254 Н·м.

 

Недогрузка выбранного редуктора РК-450-31,5

(15290 – 13869)100/15290 =  9,3% ≤15%

 

 

 

 

 

2. Расчет и  проектирование зубчатой цилиндрической 

передачи  открытого типа

2.1. Выбираем  материалы зубчатой пары

       Шестерня Z5 – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшение – НВ 230.

       Колесо Z6 – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшение – НВ 200.

2.2.  Определяем  допускаемые напряжения зубъев  передачи

[σ]F = σF0KFLKFCYs/SF

        где σF0 - предел выносливости зубьев при изгибе;

                KFL - коэффициент долговечности;

                KFC  - коэффициент двухстороннего приложения нагрузки

                Ys – коэффициент концентрации напряжений;

                 SF – коэффициент безопасности

σF0 = 1,8НВ

σF05 = 1,8∙230 = 414 МПа

σF06 = 1,8∙200 = 360 МПа

        где NH0 = 4∙106 – базовое число циклов перемены напряжений;

                 NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений;

NHE = 60Тn

        где Т – ресурс работы привода;

Т = LДСt

        где L = 12 лет – срок эксплуатации привода;

                  Д = 300 дней – число рабочих  дней в году;

                  С = 1 смена – число смен за  сутки;

                   t  = 8 часов – продолжительность смены

Т = 12∙300∙1∙8 = 28800 часов

NHE5 = 60∙28800∙31,3 =  54∙106

                KFL5 = (4∙106/54∙106)1/6 = 0,514

            принимаем KFL5 = 1

NHE6 = 60∙28800∙6 = 10∙106

                KFL6 = (4∙106/10∙106)1/6 = 0,858

            принимаем KFL6 = 1

SF = S`FS``F

        где S`F = 1,75 – коэффициент нестабильности свойств материала;

              S`` = 1,3  – коэффициент способа получения заготовок зубчатых      

                                   колес, в данном случае литые  заготовки.

 SF = 1,75∙1,3 = 2,275

        Предварительно примем Ys = 1, т.к. модуль передачи пока не определен.

        Коэффициент КFC = 1 при нереверсивном вращении барабана

[σ]F5 = 414∙1∙1∙1/2,275 = 182 МПа

[σ]F6 = 360∙1∙1∙1/2,275 = 158 МПа

2.3. Определяем  число зубьев передачи

       Принимаем Z5 = 30

       тогда  Z6 = Z5uз.п.о. = 30∙5,22 = 157

2.4 Произведем анализ дальнейшего расчета на прочность по изгибу зуба

      Определяем  коэффициенты формы колес. Проектируемая  открытая        

      цилиндрическая  передача прямозубая, поэтому Zэкв = Z

       для Z5 =  30 → YF5 = 3,8

       для Z6 = 157 → YF5 = 3,6.

       Сравниваем  отношения

[σ]F5/ YF5 = 182/3,80 = 47,89  МПа

[σ]F6/ YF6 = 158/3,60 = 43,95  МПа

       Для  колеса данное отношение меньше [σ]F5/ YF5 >[σ]F6/ YF6, поэтому              

       дальнейший  расчет производим по колесу Z6.

2.5. Определяем  модуль передачи

m = Km(M4KYF6/Z62ψbd[σ]F6)1/3

        где  Km = 1,4 для прямозубой передачи:

                K =1,145 - коэффициент неравномерности распределения на-  

                          грузки по  ширине зубчатого  венца при несимметричной   

                          установке колеса  относительно  опор;

                 ψbd - коэффициент ширины зубчатого венца;

ψbd = 0,5ψ(uз.п.о.+1)

       где ψ – стандартный коэффициент зубчатого венца по ГОСТ 2185-66

       принимаем ψ = 0,2, тогда

ψbd = 0,5∙0,2(5,22+ 1) = 0,622

m = 1,4(68254∙103∙1,145∙3,6/15720,622∙158)1/3 = 6,83 мм

       Учитывая  повышенный износ зубьев открытой  передачи, увеличиваем 

        модуль в два раза и принимаем  по ГОСТ 9563-60

m = 12 мм

2.6. Основные  размеры зубчатой пары:

       делительные  диаметры

       d5 = mz5 =12·30  = 360 мм         

d6 = mz6 =12·157  =1884 мм

        диаметры выступов

da5 = d5+2m = 360+2·12= 384 мм                

da6 = d6+2m =1884+2·12=1908 мм

        диаметры впадин

df5 = d5 – 2,5m = 360 – 2,5·12= 330 мм    

df6 = d6– 2,5m =1884 – 2,5·12=1854 мм

         межосевое расстояние

а = 0,5m(Z5+Z6) = 0,5∙12(30+157) =1122 мм

         ширина колеса

b6 = ybaaw = 0,20·1122= 224 мм

Рис. 4 Зубчатое зацепление.

2.7. Силы действующие в зацеплении

        Окружное усилие

P5 = 2M3/d5 = 2∙13869∙103/320 =86682 H

        Радиальное усилие

Fr5  = Ptgα

         где α = 20º - угол зацепления

Fr5  =86682tg20 =31552 Н

2.8. Проверочный расчет передачи по напряжению изгиба

σF6 = 2000YF6M4KK/(bmd6)

           где K – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления зубчатых колес. При 8-ой степени точности K = 0,9

σF6 = 2000∙3,6∙68254∙0,9∙1,145/224∙12∙1884 =  100 МПа

       Так как расчетные напряжения   σF6 < [σ]F6 = 158 Мпа, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях.

 

Основные геометрические параметры зубчатых колес

   

№п\п

Параметр

Расчетная формула

Величина для

Z5

Z6

1

Делительный диаметр

d=mZ

360

1884

2

Диаметр вершин зубьев

da=d+2m

384

1908

3

Диаметр впадин зубьев

df=d-2.5m

330

1854

4

Шаг

t=mπ

37.7

5

Окружная толщина зубьев

S=mπ/2

18.85

6

Ширина впадин зубьев

e= S=mπ/2

18.85

7

Высота зуба

h=2.25m

27

8

Высота ножки зуба

hf=1.25m

15

9

Высота головки зуба

ha=m

12

10

Радиальный зазор

c=0.25m

3

11

Ширина венца

b=aψba

224

12

Межосевое расстояние

a=0.5m(Z1+Z2)

1122

13

Диаметр ступицы

d=(1.6…1.7)dв

323

14

Длина ступицы

tcn=(0.8…1.5) dв

lст=bмм

15

Толщина обода

δ=(2…2.25)m

=0

16

Толщина диска

c=(0.2…0.3)b

С=0

17

Диаметр отверстия

dотв=конструктивно

Нет


 

 

Определим диаметр под  шестерней Z5 , исходя из прочности вала                

                                  

                             dв=,

где =10÷15 МПа-допустимое напряжение;

 

                              dв= =167,65 мм

Под шестерней имеется  шпоночный паз, поэтому диаметр увеличиваем на8%

и принимаем по ГОСТ 12080-66 dв=190.

 

3. Проектирование  вала под шестерню Z5

3.1.Определим  диаметр выходного конца вала.

        где  [tк] = 25 МПа – допускаемое напряжение на кручение

dвв = (13869·103/π25)1/3 =140 мм

        принимаем:

        диаметр  выходного конца dвв =140 мм;

        диаметр под подшипником dп =150 мм.

        диаметр под шестерней       dв =160 мм.

 

4. Обоснование  и выбор соединительных муфт  привода

 

               В приводе предусмотрены две  муфты. Одна соединяет вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора, другая соединяет тихоходный вал редуктора с валом шестерни открытой передачи.

               Определим эквивалентные крутящие  моменты на валах 1 и 3

М = МномКр

        где  Кр – коэффициент режима работы.

Кр = К1 + К2

                       К1 = 0,25 – коэффициент, учитывающий тип двигателя;

               К2 = 2,4 – коэффициент учитывающий тип рабочей машины.

Кр = 0,25+1,4 = 1,65

         эквивалентный крутящий момент  на валу 1

Мэ1 = 1,65∙472 = 779 Нм

         эквивалентный крутящий момент  на валу 3

Мэ3 = 1,65∙13869 = 22884 Нм

                  Так как при монтаже на раме электродвигателя, редуктора, подшипниковых узлов могут произойти некоторые неточности, то устанавливаем стандартные компенсирующие муфты.

                Для вала 1 выбираем муфту упругую  с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-82 с допускаемым вращающим моментом [M] = 800 Нм с внутренним диаметром полумуфт 46÷63 мм.

 

                Для вала 3 выбираем муфту упругую  втулочно-пальцевую ГОСТ 21424 с допускаемым  вращающим моментом [M] =32000 Нм с внутреним диаметром полумуфт 110÷140 мм.

 

 

5. Выбор подшипников  и расчет их

на долговечность

 

                Вал закрепляется в отдельных  подшипниковых корпусах, которые устанавливаются на раме привода. При монтаже корпусов может иметь место неточность установки и как, следствие, перекос, поэтому принимаем самоустанавливающиеся сферические двухрядные подшипники ГОСТ 5720-75.

Информация о работе Спроектировать привод к пресс-вальцам