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: 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 19 325–73 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.

Выбираем сечение С (В).

Определяем диаметр ведущего шкива:

где — вращающий момент на валу электродвигателя; Нм.

мм.

Округляем до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 20 889–88: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:

гдекоэффициент, 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:

= 0,05R_e +1,

= 0,05×243,4+1 = 13,7 мм.

Принимается = 14 мм.

Определяется толщина стенки крышки редуктора:

₁ =0,04R_e+1,

₁ = 0,04×243,4+1=10,7 мм.

Принимается ₁ =11 мм.

Определяется толщина пояса корпуса:

в = 1,5,

в =1,5×14=21 мм.

Определяется толщина пояса крышки:

в₁ = 1,5,

в₁ =1,5×14=21 мм.

Определяется толщина пояса основания корпуса:

р = 2,35,

р = 2,35×14=32,9 мм.

Принимается р =33 мм.

Определяются диаметры болтов фундаментальных:

d₁ =0,055R_e+12,

d₁ = 0,055×243,4+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 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.

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.

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 27 365–87 с параметрами: мм, мм, мм, кН, кН.

На ведомом валу редуктора роликоподшипники конические однорядные 7313А ГОСТ 27 365–87 с параметрами: мм, мм, мм, кН, кН.

Ведущий вал.

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

Осевая сила на валу F_а11 = F_а3 — F_а2 = 5160 — 1530 = 3630 Н направлена к опоре D.

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

SС = 0,83 · е · F_rC = 0,83 · 0,3 · 11 357 = 2830 Н

SD = 0,83 · е · F_rD = 0,83 · 0,3 · 16 800 = 4183 Н Определяем расчетные осевые силы в опорах 1, с. 217: F_аC = SC = 2830 Н

F_аD = SD + F_а11 = 4183 + 3630 = 7813 Н В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре D. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем:

F_аD / V · F_rD = 7813/16 800=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 = F_а4 = 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 шарикои роликоподшипники 8, с. 9. Считаем, что осевая сила воспринимается более нагруженным подшипником, тогда 8, с. 9

f = F_а4 / F_r = F_а111 / F_rЕ = 7725/20 220=0,35<0,35

Где F_r — радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник.

С_о = 300 000

Составляем отношение

F_а / С_о = 0,0746

и определяем параметр осевого нагружения 8, с. 14

е = 0,518 · (F_а /С_о) 0,24 = 0,278

Сравниваем f и е Эквивалентная нагрузка в опоре Е РЕ = (X · V · F_rE +Y · F_aE) · К_б · К_т = 30 000 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 20 799–75.

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: P_дв = 7,5 кВт и n_дв=750 мин^-1.

Спроектирован конический редуктор с общим передаточным числом U_ред.=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.