Проектирование привода транспортёра (мощность - 2,8 кВт, срок службы - 7,2 тыс.часов)

Содержание

1.  Задание на курсовой проект................................................................ 4

2.  Кинематический расчет привода......................................................... 5

2.1 Подбор приводного электродвигателя......................................... 5

2.2 Определение передаточных чисел привода................................. 6

2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода................................................................................................ 6

2.4 Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода................................................................................................ 7

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи........................................ 7

3.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев.......... 7

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений.................. 8

3.3 Определение допускаемых изгибных напряжений…………………9

3.4 Проектный расчет зубчатой передачи……………………………...10

3.4.1 Межосевое расстояние        ……………………………………….10

3.4.2 Ширина венца колеса……………………………………...…11

3.4.3 Предварительное значение делительного диаметра колеса.11

3.4.4 Модуль зацепления…………………………………………..11

3.4.5 Минимальное значение угла наклона зубьев……………….11

3.4.6 Суммарное число зубьев шестерни и колеса……………….11

3.4.7 Действительная величина наклона зубьев………………….11

3.4.8 Число зубьев шестерни………………………………………11

3.4.9 Число зубьев колеса………………………………………….12

3.4.10 Фактическое передаточное число……………………….…12

3.4.11 Отклонение фактического передаточного числа от заданного……………………………………………………………12

3.4.12 Фактическое межосевое расстояние……………………….12

3.4.13Делительные диаметры колес……………………………….12

3.4.14 Диаметры вершин зубьев………………………...…………12

3.4.15 Диаметры впадин зубьев……………………………………13

3.4.16 Ширина венца шестерни……………………………………13

3.4.17 Силы действующие в зацеплении………………………….13

3.5 Проверочный расчет зубчатой передачи……...……………………13

3.5.1 Проверочный расчет межосевого расстояния……………....13

3.5.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям………..13

3.5.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба….………..…14

3.6 Проверочны расчет передачи при помощи ПК «Компас»………..14

4. Расчет открытой цепной передачи……………………………………….16

4.1 Предварительный расчет геометрических параметров……………16

4.2 Проектный расчет……………………………………………………19

4.3 Проверочный расчет…………………………………………………20

5. Разработка чертежа общего вида редуктора…………………………….21

5.1 Выбор материала вала……………………………………………….21

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение…………………….21

5.3 Определение геометрических параметров ступеней валов……….22

5.3.1 Проектирование вала-шестерни……………………………..22

5.3.2 Проектирование тихоходного вала………………………….25

5.3.3 Компоновочная схема редуктора……………………………29

5.3.4 Подбор и проверка шпонок…………………………………..29

6. Проверочный расчет тихоходного вала редуктора…………………..…32

6.1 Реакции опор…………………………………………………………32

6.2 Изгибающие и крутящие моменты…………………………………34

6.3 Определение наиболее опасного сечения вала………...…………..35

6.4 Расчет вала на прочность……………………………………………37

6.5 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности……39

7. Проектирование элементов привода……………………………..………40

7.1 Посадки деталей на валах………………………………………...…40

7.2 Смазывание передач…………………………………………...…….40

7.3 Конструирование колес………………………………...……………41

Литература……………………………………………………………………43

1. Задание на курсовой проект

Привод состоит из следующих основных частей (рисунок 1.1):

1 – электродвигатель;

2 – цепная роликовая передача;

3 – цилиндрический редуктор с косыми зубьями;

4 – открытая зубчатая пара с косыми зубьями.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

Структура привода:

1. Вал двигателя (входной вал,быстроходный вал)

2. Выходной вал (тихоходный вал)

3. Вал рабочей машины

4. Двигатель (АИР;4А)

5. Муфта

6. Шестерня

7. Колесо

8. Цилиндрический редуктор

9. Ведущая звездочка

10. Ведомая звездочка

11. Цепь

12. Цепная передача

Исходные данные:

Р =Р =2,8 кВт;

ω_вых=ω₃ =11 с ;

L =7,2 тыс. час.

2. Кинематический расчет привода

2.1 Подбор приводного электродвигателя.

Определим требуюмую мощность электрдвигателя:

              где      общий КПД привода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач /1, с. 5/.

 , где     КПД цепной передачи;

КПД закрытой цилиндрической передачи;

кВт.

Примем Р_дв. =4 кВт;

Исследования показывают, что минимальные значения массы и стоимости привода с цилиндрическими редукторами получают при выборе электродвигателя с синхронной частотой 1500 об./мин., поэтому примем двигатель марки 4АМ100L4У3 (Табл.1):

Таблица 1-Характеристика принятого электродвигателя

2.2 Определение передаточных чисел привода

Определим исходное суммарное передаточное число привода

Определим n₃ :

ω₃=  ; n₃==105,09 об./мин.;

U_∑ =

По рекомендациям подбрем передаточные числа привода.

Примем U =5-цилиндрическая передача;

U =2,7-цепная передача;

Определим разницу между расчетными исходным U_∑ передаточным числам привода и новым принятым U_∑р:

Определим разницу между расчетными исходным  передаточным числом привода и новым принятым  /2, с. 12/

;

U_∑пр. =U₁*U₂ =5*2,7=13,5;

– что допустимо.

2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода

n₁ =n_дв.=1430 об./мин.;

n ₂=n ₁/U₁ = =286 об./мин.;

n₃ =n₂ /U₂ ==105,9 об./мин.;

ω₁=  =149,67 с^-1;

ω₂=ω₁/U₁ = =29,93 с ;

ω₃=ω₂/U = =11,08 с ;

2.4 Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода

Р₁ =Р_тр. =3,17 кВт;

Р₂ =Р₂*ɳ₁ =3,17*0,96=3,04 кВт;

Р₃=Р₂ *ɳ₂ =3,04*0,92=2,79 кВт;

Т₁ = = =21,17 Н*м;

Т₂ =Т₁*U₁* ɳ₁=21,17*5*0,96=101,66 Н*м;

Т₃ =Т₂*U₂*ɳ₂ =101,66*2,7*0,92=252,52 Н*м;

Для удобства просмотра кинематический расчет сведем в таблицу    (табл. 2.4.1)

Таблица 2.4.1 – Результат кинематического расчета

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Индексы валов привода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующем образом, вал который является входным (быстроходным) в редуктор будет иметь индекс «1», а выходной (тихоходный) – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.

3.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев

С целью сокращения номенклатуры материала для шестерни и колеса выбираем одну и ту же сталь - 40Х.

Определим среднюю твердость зубьев шестерни и колеса, с термической обработкой - улучшение, как среднее арифметическое предельных значений твердости выбранного материала:

Для лучшей прирабатываемости колес назначаем для шестерни и колеса термическую обработку - улучшение.

 -средняя твердость зубьев шестерни;

Сделаем  твердость зубьев колес разной для более лучшей их работы:

Н = Н -30;-средняя твердость зубьев колеса;

Н = 285,5-30 = 255,5;

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определю коэфициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2 по формулам:

K_HL1= ;                                              K_HL2=, где  - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (Табл. 3.3, стр 55);N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N = 573 ωL_h. Здесь  ω - угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h  - срок службы привода (ресурс), ч;

L_h=365L_r t_c L_c , где L_r - срок службы привода, лет (см. табл. ТЗ, стр 16-33); t_c- продолжительность смены, ч; L_c - число смен;

Из полученного значения L_h следует вычесть примерно 10...25% часов (в зависимости от характера производства) на профи-лактику, текущий ремонт, нерабочие дни.

В моем случае:

L_r=7200 ч. = 0,82191 лет;

t_c=8 ч.;

L_c =2;

Подставим эти значения в формулу и вычислим L_h:

L_h=365*0,82191*8*2=4800 ч.

Приму время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда:

L_h=4800*0,85=4080 ч.     

Вычислю N₁  и N₂ :

N₁ =573ω₁ L_h =573*149,67*4080 =349904512,8 циклов;

N_H01=25000000 циклов;

Т. к. N₁ >N_H01 , то следует принять К_HL1 =1 (что удовлетворяет условию для нормализованных или улучшенных колес: 1≤К_HL≤2,6;)

N₂=573ω₂ L_h=573*29,93*4080=69971551,2  циклов;

N_H02 =16500000 циклов;

Т. к. N₂>N_H02, то следует принять К_HL2=1 (что удовлетворяет условию для нормализованных или улучшенных колес: 1≤К_HL≤2,6;).

б) Определю допускаемое контактное напряжение [δ ]_H01  и [ δ]_H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H01 и N_H02 (по табл. 3.1,стр. 52);

[δ]_H0 =1,8*НВ _ср.+67;

[δ]_H01 =1,8*285,5 +67=580,9 МПа;

[δ]_H02 =1,8*255,5 +67=526,9 МПа;

в) Определю допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [δ]_H1 и колеса [δ]_H2 :

[δ ]_H1 =K_HL1 [δ]_H01 ;                                              [δ ]_H2 =K_HL2 [δ]_H02;

[δ]_H1 =1*580,9=580,9 МПа;                                [δ]_H2 =1*526,9=526,9 МПа;

Рассчитаю передачу по среднему допускаемому контактному напряжению:

[δ]_H =0,45 ([δ]_H1+[δ]_H2 );

[δ]_H=0,45 (580,9+526,9)=498,51 МПа;

Полученное значение удовлетворяет условию: [δ]_H  < 1,23*[δ]_H2

1,23*[δ]_H2 =648,087 МПа;

3.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

Коэффициент долговечности для зубьев колес

, где      – число млн. циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу  выносливости;

 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

.

Примем  согласно условию  для улучшенных колес.

Допускаемое изгибное напряжение при числе циклов перемены напряжений  /2, с. 52/

;

 МПа;

 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

;

 МПа;

 МПа.

3.4 Проектный расчет зубчатой передачи

3.4.1 Межосевое расстояние

, где      – вспомогательный коэффициент (для косозубых колес);

 – передаточное отношение цилиндрической передачи;

 Нм – крутящий момент на колесе передачи;

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся колес);

 – коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния.

 мм.

Примем стандартное значение  мм (согласно ГОСТ 6636-69 нормальные