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.

                 Выбираем подшипник №1330

 

       Грузоподъемность: динамическая С= 196 кН; статическая С₀= 122 кН.

       Подшипники  устанавливаются в разъемных  корпусах для радиальных подшипников,  ширина корпуса В_к =160 мм.

 

5.1. Определяем  приведенную нагрузку

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_t

            где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

              Y  – коэффициент осевой нагрузки;

              V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

              F_r  – радиальная нагрузка;

              F_a  – осевая нагрузка;

              K_б = 1,1 – коэффициент безопасности

              К_Т = 1 – температурный коэффициент.

        Так как осевая нагрузка F_a  = 0, то Х = 1 и Y = 0

        Для шарикового радиального сферического  подшипника

P = F_rK_б

                    Определяем радиальную нагрузку на подшипник. Результирующее усилие в зубчатом зацеплении

F_общ = (Р₃² + F_r3²)^0,5

F_общ = (86682² + 31552²)^0,5 = 92246 H

        Т.к. подшипники конструктивно  установлены от шестерни на  равных расстояниях, то

F_r = 0,5F_общ

F_r = 0,5∙92246 = 46123 Н

Р = 46123∙1,1 = 50735 Н

 

 

5.2. Определяем  долговечность подшипника

L_h = (10⁶/60n)(C/P)^α

               где α = 3 – для шариковых подшипников

L_h = (10⁶/60·31,3)(196000/50735)³ = 30764 час

         больше ресурса работы редуктора  Т_рес = 28800 час

L_h > Т_рес

 

 

6. Расчет шпонок

6.1. Расчет шпонки  под шестерней

               Выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78.

       Рассчитаем  шпонку призматическую по напряжениям смятия по выступающей  из вала части. При d_в = 160 мм размеры шпонки:

        b = 45 мм, h = 25 мм, t₁ = 15 мм, l =210

σ_см = 2·13869·10³/160(25-15)(220-45) = 99 МПа

       Для  шпонок из стали 45 принимаем  [σ_см] = 110 МПа

 

6.2. Расчет шпонки под муфтой МУВП

      

       При d_в =140 мм размеры шпонки:

        b = 36 мм, h =20 мм, t₁ = 12 мм

σ_см = 2·13869·10³/140(20-12)(280-36) =101,5 МПа

        Условие   σ_см < [σ_см] выполняется

 

7. Проектирование рамы

       Проектируем  раму, сваренную из элементов  проката.

Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 – 80 будет представлять основную коробку рамы.   Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают  полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головками болтов.

Опорные поверхности  – платики, на которые устанавливают  редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5 – 6 мм.

Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности  на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

Закрепление на раме электродвигателя производим болтами М12 ГОСТ 7798-70 с  соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70, редуктора болтами М20.

Предусматриваем на раме закрепление кожуха в месте установки  муфты с целью их ограждения.

Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фундаментными болтами М24.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Список использованной  литературы

1. Шейнблит А.Е., Курсовое проектирование деталей машин. М,: Высш. шк., 1991.

2. Анурьев В.И., Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т. М.: Машиностроение, 1979.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

Введение………………………………………………………………….Стр

1.Кинематический  расчет привода и выбор электродвигателя…………3

1.1 Общий КПД привода…………………………………………..3

   1.2 Выбор электродвигателя………………………………………3

   1.3 Мощности передаваемые  валами…………………………..…3

   1.4 Передаточное число и выбор редуктора………………………4

   1.5 Числа оборотов валов  и угловые скорости…………………...4

   1.6 Крутящие моменты…………………………………………….4

            2. Расчет и проектирование зубчатой цилиндрической

передачи  открытого типа………………………………………………..5

2.1 Выбор материалов зубчатой  пары…………………………….5

2.2 Определение допускаемого напряжения  зубьев передачи…..5

2.3 Определение числа зубьев  передачи………………………….6

2.4 Анализ расчета на прочность  по изгибу зуба…………………6

2.5 Определение модуля передачи………………………………. .6

2.6 Основные размеры зубчатой  пары…………………………… 7

2.7 Силы действующие в зацеплении……………………………  .8

2.8 Проверочный расчет передачи  по напряжению изгиба…….. 8

3.  Проектирование вала под  шестерню Z₅………………………………. 9

3.1 Определение диаметра выходного конца вала……………….9

4. Обоснование и выбор соединительных  муфт привода………………. 9

5. Выбор подшипников и расчет  их на долговечность…………….….. .10

5.1 Определение приведенной нагрузки…………………………11

5.2 Определение долговечности подшипника…………………..11

6. Расчет шпонок……………………………………………………..……12

6.1 Расчет шпонки под шестерню………………………………..12                                                                             6.2 Расчет шпонки под муфтой МУВП………………………….12

            7. Проектирование рамы………………………………………………… 12

8. Список используемой литературы…………………………………….14

Содержание