Расчет параметров привода - Курсовая работа

Затем определяется частота вращения двигателя: , где - частота вращения ведущей звездочки конвейера. мин-1. , Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываются на валах привода по формулам: ; Напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса: , где - базовый предел контактной выносливости; коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке принимается ; Коэффициент определяется в зависимости от , который вычисляется по формуле: , где - коэффициент ширины венца колеса, для прямозубых колес .В курсовом проекте был произведен кинематический расчет и подобран электродвигатель АИР160S8 с техническими характеристиками: Рдв = 7,5 КВТ и nдв=750 мин-1.

редуктор вал передача электродвигатель

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а так же развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Винтовые конвейеры (шнеки, транспортеры) получили большое распространение в различных отраслях промышленности. Винтовые конвейеры предназначены для горизонтального, наклонного и вертикального перемещения непрерывным потоком сыпучих (цемента, гипса, извести, шлака, песка и т.д.), а также влажных и тестообразных (мокрая глина, строительные растворы и бетонные смеси) материалов на расстояние 5-40 м.

Проектируемый привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и конического редуктора.

Исходные данные

Рис. 1. Схема привода.

1 - электродвигатель;

2 - клиноременная передача;

3 - конический редуктор.

Исходные данные: Мощность: Рт = 6 КВТ;

Частота вращения: nt = 80 об/мин;

1. Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя , КВТ определяется по формуле

, где - общий КПД привода.

, где - КПД конической зубчатой передачи, ;

- КПД клиноременной передачи, ;

- КПД пары подшипников, .

;

КВТ.

Общее передаточное число привода равно произведению передаточных чисел отдельных передач: , где - передаточное число редуктора;

- передаточное клиноременной передачи.

Выбирается среднее значение передаточных чисел: , .

.

Затем определяется частота вращения двигателя:

, где - частота вращения ведущей звездочки конвейера. мин-1.

Принимается мин-1.

Выбирается асинхронный двигатель АИР160S8 мощностью 7,5 КВТ, с частотой вращения n=750 мин-1.

;

.

По фактическому уточненному передаточному числу окончательно выбираются передаточные числа всех ступеней привода, потери должны соответствовать рядам предпочтительных чисел по ГОСТ 2185-66. Рассчитываются оптимальные передаточные числа.

;

;

По ГОСТ 2185-66, ГОСТ 19325-73 принимается , .

После уточнения общее передаточное отношение привода

, Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываются на валах привода по формулам:

;

КВТ;

, где - КПД клиноременной передачи.

КВТ;

, где - КПД зубчатой передачи;

КВТ.

Рассчитывается частота вращения на валах привода по формулам: ;

мин-1;

;

мин-1;

;

мин-1;

Рассчитывается угловая скорость на валах привода по формулам: ;

с-1;

;

с-1;

;

с-1;

Рассчитывается вращающий момент на валах привода по формулам: ;

H?м;

;

H?м;

;

H?м;

2. Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

Выбор материалов зубчатых колес

Материалы и термообработка

Шестерня: сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 улучшение до 196…241 HB ТВЧ до 52…56 HRC.

Колесо: сталь 40 ГОСТ 1050-88 улучшение 150…187 HB.

Определение допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач на усталость.

Напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса: , где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент долговечности, принимается ;

- коэффициент безопасности, принимается .

;

МПА;

МПА;

МПА; МПА;

Принимается Мпа.

Допускаемые напряжения на изгиб при расчете на усталость зубчатых передач.

Допускаемые напряжения на изгиб зубьев

, где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке принимается ;

- коэффициент долговечности, принимается ;

- коэффициент безопасности, принимается .

Предел выносливости

;

МПА;

МПА;

МПА; МПА;

Принимается Мпа.

3. Расчет зубчатой передачи

Внешний делительный диаметр колеса: ,

где - крутящий момент на колесе, H?мм.

Коэффициент определяется в зависимости от , который вычисляется по формуле: , где - коэффициент ширины венца колеса, для прямозубых колес .

;

Тогда . мм.

После уточнения по ГОСТ 6636-69 принимается мм.

Угол делительного конуса шестерни и колеса определяется: ;

;

;

.

Число зубьев шестерни: ;

;

.

Число зубьев колеса: ;

.

Внешний окружной модуль: ;

.

Внешнее конусное расстояние и длина зубьев: ;

;

мм;

мм;

мм.

Определяются фактические внешние диаметры шестерни и колеса.

Делительный диаметр шестерни: ;

мм.

Делительный диаметр колеса:

;

мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни: ;

мм.

Диаметр вершин зубьев колеса: ;

мм.

Диаметр впадин зубьев шестерни: ;

мм.

Диаметр впадин зубьев колеса: ;

мм.

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическим внешним диаметрам передачи .

Средний делительный диаметр шестерни и колеса определяется: ; ;

мм;

мм.

Ширина венца шестерни и колеса: ;

мм;

;

мм.

Определение усилий в конической передаче: окружная сила: ;

H;

радиальная сила: ;

H. осевая сила: ;

H.

Расчет на контактную прочность осуществляется по формуле: , где - коэффициент нагрузки.

, где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- динамический коэффициент.

Для прямозубых колес . Коэффициент =1,2 для консольного расположения колес относительно опор. Коэффициент определяется в зависимости от точности, которая определяется на основе анализа окружных скоростей: ;

м/с.

При скорости 1,8 м/с и твердости HB?350 назначается 8-я степень точности, следовательно, .

.

МПА;

МПА< МПА.

При проверочном расчете на изгиб зубьев конических прямозубых передач используется формула: , где - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

.

Коэффициент определяется в зависимости от твердости HB4<350 при 8-й степени точности и значении , принимается .

При скорости 1,8 м/с и твердости HB<350 назначается 8 степень точности, следовательно, коэффициент .

.

- коэффициент формы зуба, ;

- опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической.

МПА;

МПА< МПА.

4. Расчет клиноременной передачи

По номограмме по известным значениям числа оборотов и мощности определяем сечение ремня.

Выбираем сечение С(В).

Определяем диаметр ведущего шкива: , где - вращающий момент на валу электродвигателя; Н м. мм.

Округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 20889-88: мм.

Диаметр ведомого шкива определяем с учетом относительного скольжения: , мм.

Полученный диаметр шкива округляем до стандартного значения: мм.

Уточняем передаточное число: ,

.

Отклонение фактического передаточного числа от требуемого значения не должно превышать 2%.

.

Зададим предварительно межосевое расстояние: мм.

Угол обхвата малого шкива: .

.

Длина ремня рассчитывается по формуле:

мм.

Выбираем ремень из стандартного ряда: мм.

Вычисляем количество ремней:

, где - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, КВТ.

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, .

- коэффициент угла обхвата, .

.

Округляем в большую сторону до целого значения. .

Рассчитываем скорость ремня: . м/с.

Рассчитываем предварительное натяжение ветвей клинового ремня: , где - коэффициент, учитывающий центробежную силу, .

Н.

Нагрузка на вал со стороны ременной передачи при периодическом способе регулирования натяжения ремня рассчитывают по формуле: .

Н.

Рассчитываем напряжение в ремнях.

Сначала определим окружную силу:

Н.

Натяжение ведущей ветви:

Н.

Тогда напряжение от растяжения: , где - площадь поперечного сечения ремня, мм2.

МПА.

Напряжения изгиба рассчитываются по формуле:

МПА.

Напряжение от центробежной силы:

МПА.

Рассчитываем максимальное напряжение:

Мпа.

Рассчитываем долговечность ремня и сравниваем с рекомендуемой: , где - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа.

. ч ч.

5. Проектный расчет валов

Диаметр вала определяется по формуле: , где - крутящий момент, H?мм;

- допускаемое напряжение на кручение, H/мм2.

При определении диаметров валов принимается H/мм2.

Ведущий вал редуктора.

Диаметр вала под шкив: мм;

Принимается диаметр выходного участка под шкив 45 мм.

Диаметр участка под подшипник 60 мм.

Диаметр участка под шестерню 60 мм.

Ведомый вал редуктора.

Диаметр выходного участка: мм;

Принимается диаметр выходного участка 60 мм.

Диаметр вала под подшипник 65 мм.

Диаметр вала под колесом 70 мм.

6. Определение конструктивных размеров деталей передач

Расчет размеров колес производится по формулам: - диаметр ступицы колеса

, где - диаметр вала под колесом.

Шестерня на первом валу выполняется заодно с валом. мм;

- длина ступицы

,

мм;

Принимается мм;

- толщина обода колеса

, ;

мм.

7. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

Определяется толщина стенки корпуса редуктора: d = 0,05Re 1, d = 0,05х243,4 1 = 13,7 мм.

Принимается d = 14 мм.

Определяется толщина стенки крышки редуктора: d1 =0,04Re 1, d1 = 0,04х243,4 1=10,7 мм.

Принимается d1 =11 мм.

Определяется толщина пояса корпуса: в = 1,5d, в =1,5х14=21 мм.

Определяется толщина пояса крышки:

в1 = 1,5d, в1 =1,5х14=21 мм.

Определяется толщина пояса основания корпуса: р = 2,35d, р = 2,35х14=32,9 мм.

Принимается р =33 мм.

Определяются диаметры болтов фундаментальных: d1 =0,055Re 12, d1 = 0,055х243,4 12=25,3 мм.

Принимается М26.

Определяются диаметры болтов, крепящих крышки к корпусу. d2 = (0,6…0,75) d1, d2 = 15,6…19,5 мм.

Принимается М18.

8. Первый этап компоновки редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1 = 22° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 243,4 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении.

Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные.

Условное обозначение подшипника d, мм D, мм B, мм C, КН Co, КН

7312А 60 130 33,5 161 120

7313А 65 140 36 183 150

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазе удерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*45=112,5 мм [2], где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

9. Подбор подшипников качения. Расчет на долговечность

Подшипники выбираются в зависимости от воспринимаемой нагрузки, конструктивной схемы редуктора и диаметра вала.

На ведущем валу редуктора роликоподшипники конические однорядные 7312А ГОСТ 27365-87 с параметрами: мм, мм, мм, КН, КН.

На ведомом валу редуктора роликоподшипники конические однорядные 7313А ГОСТ 27365-87 с параметрами: мм, мм, мм, КН, КН.

Ведущий вал.

Проверяем долговечность выбранного подшипника 7312А (коэффициент осевого нагружения е = 0,3).

Осевая сила на валу Fa11 = Fa3 - Fa2 = 5160 - 1530 = 3630 Н направлена к опоре D.

Осевые составляющие Si от действия радиальных сил [1, с. 216]

SC = 0,83 · е · FRC = 0,83 · 0,3 · 11357 = 2830 Н

SD = 0,83 · е · FRD = 0,83 · 0,3 · 16800 = 4183 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах [1, с. 217]: FAC = SC = 2830 Н

FAD = SD Fa11 = 4183 3630 = 7813 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре D. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем: FAD / V · FRD = 7813/16800=0,465 > е=0,31

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y.

По табл. 9.18 [1, с. 402]. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре D [1, с. 212]: PD = (X · V · FRD Y · FAD) · Кб · Кт = 21 916 Н

Расчетная долговечность:

Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре С.

Ведомый вал.

Осевая сила на валу F111 = Fa4 = 7725 Н и направлена к опоре Е

Определяем параметр [8, с. 9] l = L / dn = (159 74)/90=2,6<10

Где L - расстояние между опорами

L = L4 L5 dn - внутренний диаметр подшипника.

Для валов малой жесткости l > 10 рекомендуется использовать двухрядные сферические шарико- и роликоподшипники [8, с. 9]. Считаем, что осевая сила воспринимается более нагруженным подшипником, тогда [8, с. 9] f = Fa4 / Fr = Fa111 / FRE = 7725/20220=0,35<0,35

Где Fr - радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник.

Со = 300000

Составляем отношение

Fa / Со = 0,0746 и определяем параметр осевого нагружения [8, с. 14] е = 0,518 · (Fa /Со) 0,24 = 0,278

Сравниваем f и е

Эквивалентная нагрузка в опоре Е

РЕ = (X · V · FRE Y · FAE) · Кб · Кт = 30000 Н

Определяем расчетную долговечность:

10. Проверка шпоночных соединений

Расчет на смятие производится по формуле: , где - рабочая длина шпонки;

- глубина врезания шпонки в паз вала;

- допускаемое напряжение смятия, для стальной ступицы принимается МПА.

Для шпонки со скругленными торцами

, где - общая длина шпонки.

На ведущем валу принимается размер шпонки мм, мм, длина шпонки под шестерней мм. мм.

МПА< МПА.

Принимается размер шпонки на ведомом валу редуктора мм, мм, длина шпонки мм. мм.

МПА< МПА.

11. Выбор способа смазки и смазочных материалов

При контактных напряжениях SH<600МПА и средней скорости зубчатых колес до 5 м/с принимаем кинематическую вязкость масла 28*10-6 м2/с. По таблице 10.10 [1, с253] выбираем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75.

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производим с помощью маслоуказателя.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 и периодически заменяем ее при технических обслуживаниях.

В курсовом проекте был произведен кинематический расчет и подобран электродвигатель АИР160S8 с техническими характеристиками: Рдв = 7,5 КВТ и nдв=750 мин-1.

Спроектирован конический редуктор с общим передаточным числом Uред.=10. Рассчитаны числа зубьев и диаметры колес, а также диаметры всех валов.

Был проведен выбор шпонок и подшипников, шпонки были рассчитаны на смятие.

Таким образом, задание проектирования привода винтового конвейера выполнено.

1. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин» Учеб. Пособие для техникумов. М.:Машиностроение, 2012. - 416 с.

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

3. Дунаев, П.Ф., Леликов, О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - М.: Высшая школа, 1998.

4. Дунаев, П.Ф., Леликов, О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: учебное пособие / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - М.: Машиностроение, 2004.

5. Жуков, К.П., Гуревич, Ю.Е. Атлас механизмов, узлов и деталей машин в 2 ч./ К.П. Жуков, Ю.Е. Гуревич - М.: Станкин, 2010.

6. Клоков, В.Г. Расчет и проектирование деталей передач. Учебное пособие для выполнения курсового проекта по деталям машин. Ч.II./ В.Г. Клоков - М.: МГИУ, 2001.

7. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ А.Е. Шейнблит - Калининград: Янтар. Сказ, 2005.

8. Баранов Г.Л., Песин Ю.В. Расчет валов и подшипников качения с использованием ЭВМ: Методические указания к курсовому проекту по деталям машин, Свердловск, 1991, 36 с.

Размещено на .ru