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

 

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

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.

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; 

Р_{дв.потр}.=1300/0.68;

Р_{дв.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;

n_дв  =  2850 об/мин;

1.2.Кинематический расчет привода

1.2.1.Определение передаточного отношения привода

иобщ=n_вых/n_дв=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=n_вых=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=s⁰_нlim/S_н,  где s⁰_нlim=2НВ_ср+70=2*280+70=630 МПа;

S_н=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/u₁²y_а/10³С_v=2850³Ö38.58*10³/7.1²*0.25/10³*13=3м/с

Степень точности:  9

2.2  Определение коэффициентов

2.2.1  Коэффициент эквивалентности

К_НЕ=³ÖS^N₀(T_i/T_ном)³N_i/N ;                         К_FЕ=⁶ÖS^N₀(T_i/T_ном)³N_i/N;

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

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

2.2.2  Суммарное число циклов переменных напряжений

N_S2=t_Sn_зn_з260=6000*63.6*60=2289.6*10⁴;

N_S1= N_S2u_Б n_з1/ n_з2=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

N_HG1=N_HG2=20*10⁶;

Для изгибной прочности   N_FG1=N_FG2=4*10⁶;

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

N_HЕ2= К_НЕ2* N_S2=0.832*2289.6*10⁴=1904*10⁴;

N_HЕ1= К_НЕ1* N_S1=0.832*1.83*10⁸=1.5217*10⁸;

Для изгибной прочности

N_FЕ2= К_FЕ2* N_S2=0.8937*2289.6*10⁴=2046.2*10⁴;

N_FЕ1= К_FЕ1* N_S1=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 s_т=2100МПа;

[s]_Fmax1=[s]_Fmax2=2.7НВ_ср=767.2МПа;

2.2.6  Определяем длительный предел выносливости для контактной и изгибной прочности

S_H1=S_H2=1.1 коэффициент запаса по контактной выносливости

[s]_ОН12=(2НВ_ср+70)/S_н=(2*280+70)/1.1=572.73МПа;

2.2.7  Определяем [s]  для расчета на изгибную выносливость

[s]_ОF1,2=1.8HB_ср/S_F1,2=1.8*280/1.75=288 МПа;

[s]_F1=[s]_ОF1⁶ÖN_Hs/N_FE1=203МПа;

[s]_F2=[s]_ОF2⁶ÖN_Hs/N_FE2=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’)²T₂K_H/y_a;

Коэффициент ширины y_a=0.5;

Коэффициент неравномерности нагружения K_Ha=1;

Коэффициент динамичности K_HV=1.1;

Коэффициент неравномерности нагружения по ширине зуба K_Hb;

Коэффициент неравномерности нагружения до приработки K⁰_Hb=2.8;

Коэффициент учитывающий влияние режима работы на приработку  Х

Х=St_i*t_i/T_Ht_S=1i+xj+yk=1*0.5+0.5*0.6=0.8;

Коэффициент нагрузки K_H= K_Hb* K_HV* K_Ha

K_Hb= K⁰_Hb(1-X)+X=2.8(1-0.8)+0.8=1.36>1.05;

K_H=1*1.36*1.1=1.496;

a_w=(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] a_w=80мм

3.2   Определяем рабочую ширину венца колеса и шестерни

b₂=a_w*y_a=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=2a_wu’/(u’+1)=2*80*7.1/(7.1+1)=140мм;

Значение модуля округляем до m=1

3.4  Определяем суммарное число зубьев

z’_S=2a_w/m=2*80/1=160;   z_S=160;

3.5  Определяем число зубьев шестерни и колеса

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

z₂= z_S-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=T₂10³K_FY_F2(u+1)/b₂ma_wu;

K⁰_Fb=2.23,       K_Hb= K⁰_Hb(1-X)+X=2.23(1-0.8)+0.8=1.246;

K_Fa=1;

K_FV=1.28;

K_F= K_Hb*  K_Fa* K_FV=1.246*1.28*1=1.59;

Y_F – коэффициент формы зуба;

Y_F1=4.28 для шестерни,

Y_F2=3.6 для колеса;

s_F2=34.3*10³*1.59*3.6(7.1+1)/(20*1*80*7.1)=157.46МПа;

s_F1=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 >=s_HÖТ_пуск/T_H=572.73Ö2=809.96 МПа;

[s]_Fmax >=s_F Т_пуск/T_H=286.9*2=573.8МПа;

3.9  Определим диаметр делительной окружности

d₁=mz₁=1*20=20мм;

d₂=mz₂=1*140=140мм;

Проверка: d₁+d₂=2a_w=160мм;

3.10  Определим диаметры окружностей вершин и впадин

da₁=d₁+2h^*_am=20+2=22мм;

da₂=d₂+2h^*_am=140+2=142мм;

d_F1=d₁-2m(h^*_a+c^*)=20-2*1(1+0.25)=17.5мм;

d_F2=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 F_t=2T₂10³/d₂=2*34.3*103/140=551H 

Радиальная сила F_R=F_ttga=551*0.364=200H

Осевая сила F_A=F_ttgb=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 d_п=20 принимаю d_п=20мм

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

Средний вал

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

Диаметр вала без подшипника d_бп= d_п+3r=25+3*1.6=32.68мм  принимаю d_бп=32мм

Диаметр под ступичной части вала можно принять d_сd_бп

Диаметр вала без колеса d_бк=d_с+3f=32+3*1=35мм принимаю d_бк=25мм

Тихоходный вал

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

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

Диаметр вала без подшипника d_бп= d_п+3r=40+3*2=45мм

Диаметр подступичной части вала можно принять d_сd_бп

Ступицы для колеса

l_ст=l_расч+(3-5)мм

F_t=2T/ d_с

A=l_p(h-t₁)

d_ст=1,5 d_с

Длина ступицы для среднего вала

F_t=2827.23 Н

l_p=18мм

A=54мм²

l_ст=30мм

d_ст=37.5мм

Длина ступицы для тихоходного вала

F_t=28.27.23 Н

l_p=32мм

A=112мм²

l_ст=50мм

d_ст=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

D_п=D_ф+4 мм

Крышка подшипников

Быстроходный вал

D=48 мм

=5мм

d=6 мм

z=4

₁=1,2=6

₂=(0,9_1) =5

D_ф=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

D_ф=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

D_ф=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 l_Б=(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