Расчет параметров привода

Введение

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;

- клиноременная передача;

- конический редуктор.

Исходные данные:

Мощность: P_т = 6 кВт;

Частота вращения: n_т = 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.

;

 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;  Нм.

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.

.

чч.

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 = 0,05R_e +1,

d = 0,05х243,4+1 = 13,7 мм.

Принимается d = 14 мм.

Определяется толщина стенки крышки редуктора:

d₁ =0,04R_e+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 =0,055R_e+12,

d₁ = 0,055х243,4+12=25,3 мм.

Принимается М26.

Определяются диаметры болтов, крепящих крышки к корпусу.

d₂ = (0,6…0,75) d_1,

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.

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*d_в1=2,5*45=112,5 мм [2], где d_в1 - диаметр выходного конца ведущего вала.