Проектирование привода конвейера (мощность - 2,2 кВт, срок службы - 6 тыс.часов)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

 


Министерство общего и профессионального образования

Российской Федерации

КГТУ

Кафедра ПиММэ

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

13.09.ДФ 170902 К6 10.00.00ПЗ

Выполнила студентка группы НТ 28-1

Астамонова Евгения Александровна

Руководитель курсового проекта

Кулешов Владимир Ильич

Красноярск 2001

Содержание

1.Кинематический расчет и выбор двигателя.........................................................4

1.1.Выбор двигателя..............................................................................................4

1.2.Кинематический расчет привода....................................................................5

2.Расчет быстроходной ступени................................................................................5

3.Определение основных параметров  цилиндрической передачи………………7

4.Расчет тихоходной ступени……………………………………………………….8

5.Эскизное проектирование............................................................................……....9

6.Проверка прочности шпоночных соединений....................................….………11

7.Расчет цепной передачи……………………………………………………….....11

6.Расчет группового болтового соединения...............................................….…....13

9. Расчет валов и подшипников........................................................................…....16

9.1.Расчет тихоходного вала……………………………………………………..16

9.2.Расчет подшипников…………………………………………………………21

10. Смазка и регулировка зацеплений и подшипниковых опор................……....21

10.1.Смазка..........................................................................................................…21

10.2.Регулировка..................................................................................................…22

11. Описание конструкции привода конвейера...........................................……….22

Список литературы

Введение

Привод предназначен для приведения в движение конвейера.

Т.к. мы предполагаем пользовательские условия эксплуатации и рассчитываем на «неизвестного» потребителя, то расчет привода ведем по номинальной мощности.

При проектировании привода отступлений от кинематической схемы нет.

Проектирование данного привода ориентировано на мелкую серийность.

Аннотация

В процессе разработки курсового проекта был сконструирован привод конвейера, состоящий из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого  редуктора и цепной передачи. Представлены расчеты передач и валов редуктора и цепной передачи. Подобраны подшипники и муфта для соединения валов электродвигателя и редуктора. Разработаны: сборочный чертеж редуктора, чертеж общего вида привода, рабочие чертежи зубчатого колеса, крышки и тихоходного вала.

Задание на курсовое проектирование


Подпись: Кинематическая схема привода 
Рис 1.1
рис.1.1

Техническое задание

Привод, (рис.1.1) состоящий из цилиндрического редуктора, цепной передачи, электродвигателя.

Исходные данные

i  =  0.4;

j  =  0.6;

k  = 0;

Твых  =  378.48 кНм;

wвых  =  3.5 ;

Сменность - 2;

Срок службы -6 тыс.час.


рис.1.2

Рис1.2   Циклограмма нагрузки

Задание на проектирование

1. Сконструировать привод в        соответствии с кинематической схемой (рис.1.1)

2.   Предоставить расчеты передач и валов редуктора и цепной передачи. Подобрать подшипники и муфту.

3.   Разработать чертежи: редуктора (сборочный чертеж), привода (общий вид) и чертежи деталей: цилиндрического колеса, тихоходного вала и крышки подшипника.

1.Кинематический расчет и выбор двигателя

Выходные параметры привода, определенные техническим заданием (в дальнейшем ТЗ) : выходная угловая скорость вращения приводного вала редуктора wвых = 33.42 выходная мощность на приводном валу редуктораPвых = 1.3 кВт;

1.1.Выбор двигателя

1.1.1.Определение потребной мощности электродвигателя

,                                                                                                              [2,стр 4]

гдеPвых - мощность на приводном валу редуктора;hобщ - общий КПД привода;

,                                                                                                          [1,стр 4]

где hi - КПД i-го по порядку механизма;

hз = 0.97 - КПД зубчатой передачи;

hоп =0.99- КПД опор;

hм = 0.98 - КПД муфты;

hц = 0.93 - КПД цепной передачи ;

hобщ=hз*hоп*hм*hц  =0.68; 

Рдв.потр.=1300/0.68;

Рдв.потр.=1.9кВт.

1.1.2Выбор марки электродвигателя

Pдв»Pдв.потр

Возьмем электродвигатель из таблицы [табл.24.8 с.377] «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф.Дунаев.

Дв. 80В2/2850;

Pдв  =  2.2 кВт;

nдв  =  2850 об/мин;

1.2.Кинематический расчет привода

1.2.1.Определение передаточного отношения привода

иобщ=nвых/nдв=2850/33.42=85.278;

иц – передаточное число цепной передачи иц=2.5, тогда передаточное число редуктора

иред= иобщ/ иц=42.639;

ит=0.95Ö иред=0.88Ö42.639=5.7;   из стандартного ряда выбираем ит=6.3;

иб= иред/ ит=42.639/6.3=6.7; из стандартного ряда выбираем иб=7.1;

1.2.2.Определение чисел оборотов по валам привода

= 2850 об/мин;

n2=n1/иб=2850/7.1=401мин-1;                                                                                  [2,стр 7]

n3=n2/ ит=401/6.3=63.6 мин-1;

n4=nвых=33.42 мин-1;                             

1.2.4.Определение мощностей на валах привода

P1  =  Pдв;

P1  =  2.2кВт;

P2  =  P1/hц;                          P2  =  2.2/0.93=1.62кВт;

P3  =  P2/hц;                          P3  =  1.62/0.93=1.539кВт;

P4  =  P3/hц;                          P4  =  1.539/0.93=1.46кВт;

1.2.5.Определение крутящих моментов на валах привода            

T1  =  9550Р1/n1=9550*2.2/2850=7.4 Н×м;

T2  = 9550Р2/n2=9550*1.62/401=38.58Нм ;

T3  = 9550Р3/n3 =9550*1.539/38.58=231Н×м;

T4  =  9550Р4/n4=9550*1.46/231=417.2 Н×м;

2.   Расчет быстроходной ступени

2.1 Выбор материала                           

Шестерня (1)

Колесо (2)

Материал

Сталь 40х

Сталь 40х

Т.о.

Улучшение

Улучшение

Твердость

269…302НВ

269…302НВ

750МПа

750МПа

2.1.1 Допускаемые контактные напряжения

[s]н=s0нlim/Sн,  где s0нlim=2НВср+70=2*280+70=630 МПа;

Sн=1.1

[s]н=630/1.1=572.73 МПа;

2.1.2  Степень точности выбираем по таблице в зависимости от значения окружной скорости

V=n13ÖT2/u12yа/103Сv=28503Ö38.58*103/7.12*0.25/103*13=3м/с

Степень точности:  9

2.2  Определение коэффициентов

2.2.1  Коэффициент эквивалентности

КНЕ=3ÖSN0(Ti/Tном)3Ni/N ;                         К=6ÖSN0(Ti/Tном)3Ni/N;

КНЕ=3Ö13i+y3j+z3k=3Ö130.4+0.53*0.6=0.832;

К=6Ö16i+y6j+z6k=6Ö16*0.4+0.56*0.6=0.8973.

2.2.2  Суммарное число циклов переменных напряжений

NS2=tSnзnз260=6000*63.6*60=2289.6*104;

NS1= NS2uБ nз1/ nз2=1.83*108;

2.2.3  Определяем числа переменных напряжений соответствующих длительному пределу выносливости.

Эти значения определяем по таблице [2,с.82] в зависимости от твердости

NHG1=NHG2=20*106;

Для изгибной прочности   NFG1=NFG2=4*106;

2.2.4  Определяем эквивалентное число циклов переменных напряжений для контактной и изгибной выносливости

NHЕ2= КНЕ2* NS2=0.832*2289.6*104=1904*104;

NHЕ1= КНЕ1* NS1=0.832*1.83*108=1.5217*108;

Для изгибной прочности

NFЕ2= КFЕ2* NS2=0.8937*2289.6*104=2046.2*104;

NFЕ1= КFЕ1* NS1=0.8937*1.83*108=1.63*108;

2.2.5  Определяем допускаемые напряжения при действии пиковых нагрузок

Формула для определения [s] определяется по таблице [табл2.2, 1,с.8] в зависимости от термообработки и марки стали

[s]Hmax1=[s]Hmax2=2.8 sт=2100МПа;

[s]Fmax1=[s]Fmax2=2.7НВср=767.2МПа;

2.2.6  Определяем длительный предел выносливости для контактной и изгибной прочности

SH1=SH2=1.1 коэффициент запаса по контактной выносливости

[s]ОН12=(2НВср+70)/Sн=(2*280+70)/1.1=572.73МПа;

2.2.7  Определяем [s]  для расчета на изгибную выносливость

[s]ОF1,2=1.8HBср/SF1,2=1.8*280/1.75=288 МПа;

[s]F1=[s]ОF16ÖNHs/NFE1=203МПа;

[s]F2=[s]ОF26ÖNHs/NFE2=286.9МПа;

3.  Определение основных параметров цилиндрической передачи

[s]Н=572.73 МПа;

Сталь 40Х т.о. улучшение

3.1 Определяем межосевое расстояние

a’w=(u’+1)3Ö(8500/[s]Нu’)2T2KH/ya;

Коэффициент ширины ya=0.5;

Коэффициент неравномерности нагружения KHa=1;

Коэффициент динамичности KHV=1.1;

Коэффициент неравномерности нагружения по ширине зуба KHb;

Коэффициент неравномерности нагружения до приработки K0Hb=2.8;

Коэффициент учитывающий влияние режима работы на приработку  Х

Х=Sti*ti/THtS=1i+xj+yk=1*0.5+0.5*0.6=0.8;

Коэффициент нагрузки KH= KHb* KHV* KHa

KHb= K0Hb(1-X)+X=2.8(1-0.8)+0.8=1.36>1.05;

KH=1*1.36*1.1=1.496;

aw=(7.1+1)3Ö(8500/(572.73*7.1))234.3*1.496/0.25=78;

Округляем до значения из стандартного ряда [2, с.51] aw=80мм

3.2   Определяем рабочую ширину венца колеса и шестерни

b2=aw*ya=80*0.25=20мм;

b1=1.12b2=22.4 =22мм;

3.3  Определяем модуль передачи

m’=3.5F’t/b2[s]F2=3.5*490/(20*286.9)=0.34;

F’t=2T2/d’2=2*34.3*103/140=490H;

d’2=2awu’/(u’+1)=2*80*7.1/(7.1+1)=140мм;

Значение модуля округляем до m=1

3.4  Определяем суммарное число зубьев

z’S=2aw/m=2*80/1=160;   zS=160;

3.5  Определяем число зубьев шестерни и колеса

z’1= zS/(u’+1)=160/(7.1+1)=19.7           z1=20;

z2= zS-z1=160-20=140;

3.6  Определяем фактическое передаточное число

u=z2/z1=140/20=7;

Отклонение передаточного числа от заданного

(u'-u)/u=(7.1-7)/7=0.00138*100=1.38%<4%;

3.7  Проверка зубьев на изгибную прочность

[s]F2=T2103KFYF2(u+1)/b2mawu;

K0Fb=2.23,       KHb= K0Hb(1-X)+X=2.23(1-0.8)+0.8=1.246;

KFa=1;

KFV=1.28;

KF= KHb*  KFa* KFV=1.246*1.28*1=1.59;

YF – коэффициент формы зуба;

YF1=4.28 для шестерни,

YF2=3.6 для колеса;

sF2=34.3*103*1.59*3.6(7.1+1)/(20*1*80*7.1)=157.46МПа;

sF1=34.3*103*1.59*4.28(7.1+1)/(20*1*80*7.1)=187.2МПа;

3.8  Проверка по прямлму изгибу

[s]Hmax >=sHÖТпуск/TH=572.73Ö2=809.96 МПа;

[s]Fmax >=sF Тпуск/TH=286.9*2=573.8МПа;

3.9  Определим диаметр делительной окружности

d1=mz1=1*20=20мм;

d2=mz2=1*140=140мм;

Проверка: d1+d2=2aw=160мм;

3.10  Определим диаметры окружностей вершин и впадин

da1=d1+2h*am=20+2=22мм;

da2=d2+2h*am=140+2=142мм;

dF1=d1-2m(h*a+c*)=20-2*1(1+0.25)=17.5мм;

dF2=d2-2m(h*a+c*)=140-2*1(1+0.25)=137.5мм;

где c*=0.25 норма бокового зазора

h*a=1 

3.11  Определяем силы действующие на вал в зацеплении

Окружная сила Ft=2T2103/d2=2*34.3*103/140=551H 

Радиальная сила FR=Fttga=551*0.364=200H

Осевая сила FA=Fttgb=0 т.к в прямозубых передачах tgb=0

4. Расчет тихоходной ступени    (расчет поводился с помощью ЭВМ)

4.1 Исходные данные

Мощность на ведущем валу, кВт  ………………………………1.62

Частота вращения шестерни, об/мин  ………………………….63.6

Проектное передаточное число  ………………………………..6.30

Расчетный срок службы, час   …………………………………..6000

Материал шестерни  …………………………………………….20Х ГОСТ 4543-71

Термообработка шестерни  ……………………………………..Цементация

Материал колеса  ………………………………………………..20Х ГОСТ 4543-71

Термообработка колеса  ………………………………………...Цементация

Заготовка шестерни  …………………………………………….Штамповка

Заготовка колеса   ………………………………………………..Штамповка

Обработка выкружки шестерни  ………………………………..Фрезерование

Обработка выкружки колеса  …………………………………..Фрезерование

Тип зубьев  ……………………………………………………….Прямой

Зуборезный инструмент шестерни……………………………...Фреза

Зуборезный инструмент колеса  ………………………………..Фреза

4.2 Кинематические параметры

Фактическое передаточное число  ……………………………...6.13

Частота вращения шестерни, об/мин  ………………………….401.00

Частота вращения колеса, об/мин  ……………………………..63.65

Линейная скорость, м/с ………………………………………….0.57

4.3 Параметры передачи

Нормальный модуль, мм  ……………………………………….1.75

Межосевое расстояние передачи, мм ………………………….100.00

Угол наклона зубьев  ……………………………………………000’0”

Степень точности  ………………………………………………9

Суммарный к-т перекрытия  ……………………………………1.53

Угол зацепления зубчатых колес  ………………………………20.390

Число зубьев шестерни  …………………………………………16

Число зубьев колеса  ……………………………………………..98

Коэфф. смещения исх контура шестерни ………………………0.0800

Коэфф. смещения исх контура колеса  …………………………0.0642

4.4 Размеры колес

Диаметр окружности вершин шестерни, мм …………………..31.775

Делительный диаметр шестерни, мм …………………………...28.000

Начальный диаметр шестерни, мм ……………………………...28.070

Диаметр окружности впадин шестерни, мм ……………………23.905

Ширина венца шестерни, мм  …………………………………...45.00

Диаметр окружности вершин колеса, мм ………………………176.120

Делительный диаметр колеса, мм ………………………….……171.500

Начальный диаметр колеса, мм …………………………….……171.930

Диаметр окружности впадин колеса, мм ………………………..167.350

Ширина венца колеса, мм  ………………………………….…….40.00

4.5  Прочностные и силовые параметры

Контактное напряжение, МПа ……………………………………897.50

Момент на быстроходном валу, Нм  ……………………………..38.58

Момент на тихоходном валу, Нм  ………………………………...231.00

Суммарное давление на валу, Н  ………………………………….3008.71

Окружное усилие шестерни, Н  …………………………………...2827.23

Радиальное усилие шестерни, Н  ………………………………….1029.11

5.  Эскизное проектирование

Конструктивные размеры корпуса

Быстроходный вал

Диаметры выходных концов d=25мм ; принимаю 30мм т.к. соединение через муфту

Диаметр вала под подшипник dп=20 принимаю dп=20мм

Диаметр вала без подшипника dбп= dп+3r=20+1.6*2=24.6мм принимаю dбп=26мм

Средний вал

Диаметр вала под подшипник dп=25 принимаю dп=25мм

Диаметр вала без подшипника dбп= dп+3r=25+3*1.6=32.68мм  принимаю dбп=32мм

Диаметр под ступичной части вала можно принять dсdбп

Диаметр вала без колеса dбк=dс+3f=32+3*1=35мм принимаю dбк=25мм

Тихоходный вал

Диаметры выходных концов d=32мм принимаю d=32мм

Диаметр вала под подшипник dп=38 принимаю dп=40мм

Диаметр вала без подшипника dбп= dп+3r=40+3*2=45мм

Диаметр подступичной части вала можно принять dсdбп

Ступицы для колеса

lст=lрасч+(3-5)мм

Ft=2T/ dс

A=lp(h-t1)

dст=1,5 dс

Длина ступицы для среднего вала

Ft=2827.23 Н

lp=18мм

A=54мм2

lст=30мм

dст=37.5мм

Длина ступицы для тихоходного вала

Ft=28.27.23 Н

lp=32мм

A=112мм2

lст=50мм

dст=67.5мм

Зазор между обрабатываемой поверхности и корпусом

Расстояние между торцовыми поверхностями  колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме

 

Расстояние  между дном корпуса и поверхностью колеса b0=4a

a=10.5 мм с=3.5 мм

b0=42 мм

Основной материал корпусов – серый чугун  марки не ниже СЧ15. Толщина стенок  для чугунных отливок отвечающая требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по формуле:

=2,6(0,1*231)1/4=5.7 мм принимаю 6 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаются дугами радиусом r и R

r0,5

R1,5

При плавном переходе толщин в отдельных местах корпуса

h4(2-)

2=1,5

r0,5

Конструктивное оформление приливов для подшипниковых узлов

Dп=Dф+4 мм

Крышка подшипников

Быстроходный вал

D=48 мм

=5мм

d=6 мм

z=4

1=1,2=6

2=(0,9_1) =5

Dф=D+(4_4,4)d=70

cd

Средний вал

D=53 мм

=5 мм

d=6 мм

z=4

1=1,2=6

2=(0,9_1) =5

Dф=D+(4_4,4)d=78

cd

Тихоходный вал

D=76 мм

=6 мм

d=8 мм

z=4

1=1,2=7.2

2=(0,9_1) =6

Dф=D+(4_4,4)d=106

cd

Толщина стенки крышки корпуса 1»0,9³6 мм

1=5.5 мм

Размеры конструктивных элементов

f=0,4*1=0,5*5.5=3 мм

К=2,32d=2,32*10=23 мм                                  принимаю=28 мм

С=1,1d=1,1*10= 11 мм                                     принимаю=14 мм

D=2d=2*10= 20мм                                            принимаю=24 мм

мм =10мм

Дополнительные болты с шагом lБ=(10-12)d=120 мм

b=1,5=1,5*6=9 мм

b1=1,51=1,5*5.5=8.25 мм

Допустимые уровни погружения колес в масляную ванну

»0,25*176=44 мм.

6.  Проверка прочности шпоночных соединений

6.1 Быстроходный вал

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Условие прочности:

смятия=2Т/(d(h-t1)(l-b)) [] смятия; [] смятия для шпонки

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
830 Kb
Скачали:
0