Расчет параметров привода
Кинематический расчет привода, выбор и обоснование электродвигателя. Определение допускаемых напряжений. Выбор материалов зубчатых колес. Вычисление параметров зубчатой и клиноременной передачи, валов, а также размеров деталей передач, корпуса редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 22.01.2015 |
| Размер файла | 264,7 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
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;
2 - клиноременная передача;
3 - конический редуктор.
Исходные данные:
Мощность: Pт = 6 кВт;
Частота вращения: nт = 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:
;
HЧм;
;
HЧм;
;
HЧм;
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, HЧмм.
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.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
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, HЧмм;
- 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:
= 0,05Re +1,
= 0,05х243,4+1 = 13,7 мм.
Принимается = 14 мм.
Определяется толщина стенки крышки редуктора:
1 =0,04Re+1,
1 = 0,04х243,4+1=10,7 мм.
Принимается 1 =11 мм.
Определяется толщина пояса корпуса:
в = 1,5,
в =1,5х14=21 мм.
Определяется толщина пояса крышки:
в1 = 1,5,
в1 =1,5х14=21 мм.
Определяется толщина пояса основания корпуса:
р = 2,35,
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 1 = 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 Fа11 = Fа3 - Fа2 = 5160 - 1530 = 3630 Н направлена к опоре D.
Осевые составляющие Si от действия радиальных сил 1, с. 216
SС = 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: FаC = SC = 2830 Н
FаD = SD + Fа11 = 4183 + 3630 = 7813 Н
В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре D. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.
Определяем:
FаD / 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:
РD = (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 = Fа4 = 7725 Н и направлена к опоре Е
Определяем параметр 8, с. 9
= L / dn = (159+74)/90=2,6<10
Где L - расстояние между опорами
L = L4 + L5
dn - внутренний диаметр подшипника.
Для валов малой жесткости 10 рекомендуется использовать двухрядные сферические шарико- и роликоподшипники 8, с. 9. Считаем, что осевая сила воспринимается более нагруженным подшипником, тогда 8, с. 9
f = Fа4 / Fr = Fа111 / FrЕ = 7725/20220=0,35<0,35
Где Fr - радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник.
Со = 300000
Составляем отношение
Fа / Со = 0,0746
и определяем параметр осевого нагружения 8, с. 14
е = 0,518 · (Fа /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 Н<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.
Заключение
В курсовом проекте был произведен кинематический расчет и подобран электродвигатель АИР160S8 с техническими характеристиками: Pдв = 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.
Список использованной литературы
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 Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода.
курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников.
курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012Кинематический расчет привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения. Расчет закрытых передач, выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Расчет валов и подшипников, корпуса редуктора. Смазка и сборка редуктора.
курсовая работа [460,3 K], добавлен 10.10.2012Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016Кинематический и силовой расчет, выбор передаточных чисел ступеней привода скребкового транспортера. Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений. Расчет валов и зубчатых колес, конструктивные размеры колес и корпуса редуктора.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 14.12.2011Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.06.2014Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011
