Спроектировать привод к пресс-вальцам

 

 

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 ………………… N_р.в. =43,0 кВт

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

Скорость вращения электродвигателя………………..n_c=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 η₁  = 0,97 – КПД зубчатой закрытой передачи

                      η₂ = 0,95 – КПД зубчатой открытой передачи

                      η₃  = 0,995 – КПД пары подшипников

η = 0,97²·0,95·0,995⁴ = 0,876

1.2. Требуемая  мощность электродвигателя:

N_тр =  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 = N_трη₃ = 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/n_р.в. = 987/6 = 164,50

принимаем предварительно для открытой зубчатой передачи

u_озп. = 6,0 тогда передаточное число редуктора

u_р = u/u_озп. = 164,50/6 = 27,41

Число оборотов тихоходного  вала редуктора

n₃ = n_рвu_озп = 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 = 0,88u_p^0,5 = 0,88×31,50^0,5 = 4,93,

принимаем по ГОСТ 2185-66 u₂ =5,0.

Передаточное число быстроходной ступени:

u₁ = u_p/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 = n_дв = 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 = N_тр/w₁ = 48,83·10³/103,4 = 472 Н·м,

М₂  = 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 = σ_F0K_FLK_FCY_s/S_F

        где σ_F0 - предел выносливости зубьев при изгибе;

                K_FL - коэффициент долговечности;

                K_FC  - коэффициент двухстороннего приложения нагрузки

                Y_s – коэффициент концентрации напряжений;

                 S_F – коэффициент безопасности

σ_F0 = 1,8НВ

σ_F05 = 1,8∙230 = 414 МПа

σ_F06 = 1,8∙200 = 360 МПа

        где N_H0 = 4∙10⁶ – базовое число циклов перемены напряжений;

                 N_HE - эквивалентное число циклов перемены напряжений;

N_HE = 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

N_HE5 = 60∙28800∙31,3 =  54∙10⁶

                K_FL5 = (4∙10⁶/54∙10⁶)^1/6 = 0,514

            принимаем K_FL5 = 1

N_HE6 = 60∙28800∙6 = 10∙10⁶

                K_FL6 = (4∙10⁶/10∙10⁶)^1/6 = 0,858

            принимаем K_FL6 = 1

S_F = S`_FS``_F

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

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

                                   колес, в данном случае литые  заготовки.

 S_F = 1,75∙1,3 = 2,275

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

        Коэффициент К_FC = 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 = Z₅u_з.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 Z_экв = Z

       для Z₅ =  30 → Y_F5 = 3,8

       для Z₆ = 157 → Y_F5 = 3,6.

       Сравниваем  отношения

[σ]_F5/ Y_F5 = 182/3,80 = 47,89  МПа

[σ]_F6/ Y_F6 = 158/3,60 = 43,95  МПа

       Для  колеса данное отношение меньше [σ]_F5/ Y_F5 >[σ]_F6/ Y_F6, поэтому              

       дальнейший  расчет производим по колесу Z₆.

2.5. Определяем  модуль передачи

m = K_m(M₄K_FβY_F6/Z₆²ψ_bd[σ]_F6)^1/3

        где  K_m = 1,4 для прямозубой передачи:

                K_Fβ =1,145 - коэффициент неравномерности распределения на-  

                          грузки по  ширине зубчатого  венца при несимметричной   

                          установке колеса  относительно  опор;

                 ψ_bd - коэффициент ширины зубчатого венца;

ψ_bd = 0,5ψ_bа(u_з.п.о.+1)

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

       принимаем ψ_bа = 0,2, тогда

ψ_bd = 0,5∙0,2(5,22+ 1) = 0,622

m = 1,4(68254∙10³∙1,145∙3,6/157²∙0,622∙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

d_a5 = d₅+2m = 360+2·12= 384 мм                

d_a6 = d₆+2m =1884+2·12=1908 мм

        диаметры впадин

d_f5 = d₅ – 2,5m = 360 – 2,5·12= 330 мм    

d_f6 = 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 = y_baa_w = 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

F_r5  = Ptgα

         где α = 20º - угол зацепления

F_r5  =86682tg20 =31552 Н

2.8. Проверочный расчет передачи по напряжению изгиба

σ_F6 = 2000Y_F6M₄K_FαK_Fβ/(bmd₆)

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

σ_F6 = 2000∙3,6∙68254∙0,9∙1,145/224∙12∙1884 =  100 МПа

       Так как расчетные напряжения   σ_F6 < [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	dcт=(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                

                                  

                             d_в=,

где =10÷15 МПа-допустимое напряжение;

 

                              d_в= =167,65 мм

Под шестерней имеется  шпоночный паз, поэтому диаметр увеличиваем на8%

и принимаем по ГОСТ 12080-66 d_в=190.

 

3. Проектирование  вала под шестерню Z₅

3.1.Определим  диаметр выходного конца вала.

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

d_вв = (13869·10³/π25)^1/3 =140 мм

        принимаем:

        диаметр  выходного конца d_вв =140 мм;

        диаметр под подшипником d_п =150 мм.

        диаметр под шестерней       d_в =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 = М_номК_р

        где  К_р – коэффициент режима работы.

К_р = К₁ + К₂

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

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

К_р = 0,25+1,4 = 1,65

         эквивалентный крутящий момент  на валу 1

М_э1 = 1,65∙472 = 779 Нм

         эквивалентный крутящий момент  на валу 3

М_э3 = 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.