49

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

электродвигатель редуктор передача

В данной курсовой работе проектируется привод цепного конвейера.

Для этого был произведен подбор стандартных электродвигателя и редуктора, а также расчет открытой ременной передачи, всех передач редуктора, муфты и подшипников.

Данная работа предоставляет возможность усвоения основ проектирования общих элементов машин, а также закрепления знаний из ряда пройденных предметов: теоретической механики, сопротивления материалов, материаловедения и др.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рисунок 1.1 Схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель; 2 - плоскоременная передача; 3 - коническая зубчатая передача; 4 - зубчатая передача; I, II, III - валы.

Мощность на рабочем валу электродвигателя Р₃=5,0 кН.

Частота вращения рабочего вала n₃=200 об/мин

Передаточное число редуктора u_р=3,15

Энерго-кинематический расчет

Требуемая мощность на валу электродвигателя:

Р_тр=Р₃/з_пр,

где Р₃ - мощность на рабочем валу электродвигателя, Р₃=5,0 кН;

з_пр - к.п.д. привода;

з_пр= з_рп?з_кзп?з_м?з_под³

где з_м - к.п.д. муфты; принимаем з_м=0,98;

з_кзп - к.п.д. конической зубчатой передачи; принимаем з_кзп=0,95;

з_рп - к.п.д. ременной передачи; принимаем з_цп=0,94;

з_под - к.п.д. подшипников; з_п=0,99;

з_пр= 0,94?0,95?0,98•0,99³=0,85

P_тр= 5,0/0,85=5,88 кВт

Исходя из требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S8, мощностью 7,5 кВт и частотой вращения n=730 об/мин

Рис. 1.1. Эскиз электродвигателя.

Определение общего передаточного числа

u_пр=n_дв/n_p=730/200=3,65

Определение передаточного числа ременной передачи

u_рп= u_пр/u_р

u_цп= 3,65/3,15=1,15

Определяем мощности, моменты, частоты вращения, угловые скорости отдельных валов приводов

Частоты вращения валов привода:

n₁=730 об/мин

n₂=n₁/u_рп=730/1,15=634,8 об/мин

n₃=n₂/u_р=634,8/3,15=201,5 об/мин

Угловые скорости на валах привода:

Мощности на валах привода:

P₁=P_дв?з_рп?з_под=7,5?0,94?0,99=7,0 кВт

P₂=P₁?з_кзп?з_под=7,0?0,95?0,99=6,58 кВт

P₃=P₂?з_м?з_под=6,58?0,98?0,99=6,38 кВт

Крутящие моменты на валах привода:

2. Расчет Ременной передачи

Определяем диаметр ведущего шкива

Принимаем по стандартному ряду диаметр ведущего шкива равным D₁=224 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива.

D₂=D₁u_рем=224•1,15=255 мм; по стандартному ряду принимаем диаметр ведомого шкива D₂=250 мм.

Определяем фактическое передаточное число.

u_ф=D₂/D₁=250/224=1,13

Разность фактического и заданного передаточных чисел.

. Полученное значение разности

передаточных чисел является допускаемым.

Минимальное межосевое расстояние.

а_min=2(D₁+D₂)=2•(224+250)=948 мм. Принимаем стандартное значение

а=1000 мм.

Угол обхвата ведущего шкива ремнем.



Расчетная длина ремня

С учетом сшивки ремня принимаем его длину равной L=2300 мм.

Скорость ремня.

Коэффициент, учитывающий влияние скорости

С_х=1,04-0,0004?х²=1,04-0,0004•8,56²=1,01.

Коэффициент, учитывающий угол обхвата

С_б=1-0,003•(180⁰-б₁)=1-0,003•(180⁰-178,5⁰)=0,999

Коэффициент, учитывающий угол наклона передачи.

Принимаем С_г=1.

Коэффициент, учитывающий режим работы.

Принимаем С_р=1,1

Определяем отношение диаметра шкива и толщины ремня.

Принимаем л=35.

Определяем толщину ремня.

. Принимаем стандартное значение д=7,5 мм.

Определяем допускаемое полезное напряжение

Выбранному значению л соответствует значение допускаемого напряжения [у_п]=2,17 МПа.

Определяем окружное усилие.

Определяем ширину ремня.

Предварительно рассчитываем ширину ремня:

.

Окончательно из ряда стандартных значений принимаем В=63 мм.

Предварительно натяжение ремня

F₀=у₀Bд,

где у₀ - начальное натяжение ремня (для периодического напряжения принимаем у₀=1,8 МПа);

F₀=1,8•63•7,5=850,5 Н

Нагрузка на валы.

Так как натяжение периодическое, то расчет производим по формуле:

F_b=3•F₀•sin(б₁/2); F_b=3•850,5•sin(178,5⁰/2)=2551,3 Н.

Натяжение ведущей и ведомой ветвей.

Натяжение ведущей ветви:

F₁=F₀+F_t/2=850,5+876,2/2=1288,6 Н

Натяжение ведомой ветви:

F₂=F₀-F_t/2=850,5-876,2/2=412,4 Н

Напряжения в ведущей ветви.

у₁=F₁/(B•д)=1288,6/(63•7,5)=2,7 МПа.

Напряжение от изгиба ремня.

,

где Е - модуль упругости материала (для резинотканевых ремней Е=90 МПа).

Напряжение от центробежной силы.

у_х=сх²•10^-6,

где с=1100 кг/м³;

у_х=1100•8,56²•10^-6=0,1 МПа

Максимальное натяжение в ремне.

у_max=у₁+у_и+у_х=2,7+3+0,1=5,8 МПа.

Коэффициент, учитывающий снижение изгибных напряжений на ведомом шкиве.

Предел выносливости материала ремня.

Так как ремень резинотканевый, то у_-1=9 МПа.

Число пробегов ремня.

Долговечность ремня.

3. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Для изготовления зубчатых колес применяем сталь 40Х. Способ термообработки - нормализация. Твердость шестерни 220 НВ, колеса 200 НВ.

3.2 Допускаемое контактное напряжение, МПа

,

где у_нlimb - предел контактной выносливости поверхностей зубьев;

у_нlimb=2?НВ+70

S_н - коэффициент безопасности; S_н=1,1

К_HL - коэффициент долговечности; К_HL=1

у_{нlimb 1}=2?220+70=510 МПа

у_{нlimb 2}=2?200+70=470 МПа

[у_н]=min{[у_н]₁;[у_н]₂} [у_н]=427,3 МПа

3.3 Допускаемое напряжение изгиба, МПа

,

где у_Flimb - предел выносливости; у_Flimb=1,8?НВ

у_Flimb1=1,8?220=396 МПа

у_Flimb2=1,8?200=360 МПа

S_F - коэффициент безопасности при изгибе; S_F=1,8

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья K_FC=1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб K_FL1,2=1

3.4 Внешний делительный диаметр колеса, мм

,

где К_нв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца; принимаем в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца по среднему делительному диаметру шестерни, принимаем К_нв=1,07.

K_be - коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию,

K_be=b/R_e=0,285

Соответственно,

,

Принимаем d_e2=315 мм.

3.5 Число зубьев колеса

Принимаем число зубьев шестерни z₁=20, тогда

z₂=z₁•u=20•3,15=63

Угол делительного конуса колеса

д₂=arctg u=arctg 3,15=72,4⁰

Угол делительного конуса шестерни

д₁=90⁰-д₂=90⁰-72,4⁰=17,6⁰

Внешний модуль зацепления, мм

m_e=d_e2/z₂=315/63=5 мм

Внешнее конусное расстояние, мм

R_e=d_e2/(2?sin д₂)=315/(2•sin 72,4⁰)=165,2 мм

Ширина венца колес, мм

b=K_bе•R_e=0,285•165,2=47,08 мм

Принимаем b=50 мм.

Среднее конусное расстояние, мм

R_m=R_e-0,5•b=165,2-0,5•50=140,2 мм

Средний модуль зацепления, мм

m_m=m_e-b•sin д₁/z₁=5-50•sin 17,6⁰/20=4,2 мм

Геометрические размеры шестерни и колес

Внешний делительный диаметр шестерни, мм

d_e1=m_e•z₁=5•20=100 мм

Средние делительные диаметры, мм

d_m=m_m•z

d_m1=4,2•20=84 мм

d_m2=4,2•63=264,6 мм

Внешние диаметры вершин, мм

d_ae=d_e+2•m_e•cos д

d_ae1=100+2•5•cos 17,6⁰=109,53 мм

d_ae2=315+2•5•cos 72,4⁰=318,02 мм

Внешние диаметры впадин, мм

d_fe=d_e-2,4•m_e•cos д

d_fe1=100-2,4•5•cos 17,6⁰=88,56 мм

d_fe2=315-2,4•5•cos 72,4⁰=311,37 мм

Углы головок и ножек зубьев,

и_а=arctg m_e/R_eи_f=arctg 1,2•m_e/R_e

и_а=arctg 5/165,2=1,7⁰и_f=arctg 1,2•5/165,2=2,1⁰

Углы конусов вершин

д_а=д+и_а

д_а1=17,6⁰+1,7⁰=19,3⁰

д_а2=72,4⁰+1,7⁰=74,1⁰

Углы конусов впадин,

д_f=д-и_f

д_f1=17,6⁰-2,1⁰=15,5⁰

д_f2=72,4⁰-2,1⁰=74,1⁰

Средняя окружная скорость шестерни, м/с

х_m=щ₁•d_m1/2

х_m=66,48•0,084/2=2,8 м/с

Степень точности изготовления передачи - 8.

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила, Н

F_t=F_t1=F_t2=2•T₁/d_m1=2•105,3/0,084=2507,2 Н

Радиальная сила на шестерне, Н

F_r1=F_t•tg б•cos д₁=2507,2•tg 20⁰•cos 17,6⁰=869,8 Н

Осевая сила на шестерне, Н

F_a1=F_t•tg б•sin д₁=2507,2•tg 20⁰•sin 17,6⁰=275,9 Н

Радиальная сила на колесе, Н

F_r2=F_a1=275,9 Н

Осевая сила на колесе, Н

F_a2=F_r1=869,8 Н

Фактическое контактное напряжение

,

где z - вспомогательный коэффициент; для прямозубой передачи z=470

Недогрузка

Фактическое напряжение изгиба

,

где K_F - коэффициент нагрузки; K_F=K_Fв?K_Fх=1,15?1,26=1,45

Y_F - коэффициент формы зуба, для шестерни Y_F1=4,28, для колеса Y_F2=3,6.

Условие у_F?[у_F] выполняется

4. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Рис. 4.1 Схема сил, действующих на валы редуктора:

4.1 Расчет входного вала редуктора

Вертикальная плоскость:

У М_А=0

F_t?240-R_В^в?160=0 R_В^в=F_t?240/160=2507,2?240/160=3760,8 Н

У М_В=0

F_t?80-R_А^в?160=0 R_А^в=F_t?80/160=2507,2?80/160=1253,6 Н

Горизонтальная плоскость:

У М_В=0

F_r1?80-F_a1?42+F_b?240-R_А^г?160=0

R_А^г=(F_r1?80-F_a1?42+F_b?240)/160=(869,8?80-- 275,9?42+2551,3?240)/160=4189,4 Н

У М_А=0

F_r1?240-F_a1?42+F_b?80-R_В^г?160=0

R_В^г=(F_r1?240+ F_b?80-F_a1?42)/160=

=(869,8?240+2551,3?80-275,9?42)/160= =2507,9 Н

Диаметр вала под шестерню:

,

где [у_и] - допускаемое напряжение на изгиб, МПа; [у_и]=у_-1/([n]?К_у),

где у_-1 - предел выносливости, МПа

у_-1=0,4?у_В,

где у_В - предел прочности, МПа; у_В=760 МПа;

у_-1=0,4?760=304 МПа;

[n] - коэффициент запаса прочности, [n]=2;

К_у=2,5

[у_и]=304/(2?2,5)=60,8 МПа

Диаметр вала под подшипники:

Диаметр вала под шкив:

Конструктивно принимаем следующие диаметры вала:

d_ш=32 мм, d_А=35 мм, d_В=45 мм, d_шк=32 мм.

Рис. 4.2 Эскиз входящего вала редуктора.

4.2 Расчет ведомого вала редуктора.

F_t=2507,2 Н

F_r2=275,9 Н

F_a2=869,8 Н

T=311,3 Н

Вертикальная плоскость:

У М_А=0

-F_t?60+R_В^в?220=0

R_В^в=F_t?60/220=2507,2?60/220=

=683,8 Н

У М_В=0

-F_t?160+R_А^в?220=0

R_А^в=F_t?160/220=2507,2?160/220=

=1823,4 Н

Горизонтальная плоскость:

У М_А=0

-F_r2?60+F_a2?132,3-R_В^г?220=0

R_В^г=(F_а2?132,3-F_r2?60)/220= =(869,8?132,3-275,9?60)/220=

=447,8 Н

У М_В=0

F_r2?160+F_a2?132,3-R_А^г?220=0

R_A^г=(F_r2?160+F_a2?132,3)/220 = =(275,9?160+869,8?132,3)/220= =723,7 Н

Диаметр вала под муфту:

Диаметр вала под подшипники:

Диаметр вала под шестерню:



Конструктивно принимаем следующие диаметры вала:

d_м=38 мм, d_п=40 мм, d_ш=45 мм.

Рис. 4.3 Эскиз ведомого вала редуктора

4.3 Проверочный расчет ведомого вала редуктора на прочность

Общий коэффициент запаса прочности:

,

где n_у, n_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, соответственно.

, .

[n]=2,5..3 - требуемый коэффициент запаса прочности.

у_-1 - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, для углеродистой стали

у_-1=0,4?у_а.

ф -₁ - предел выносливости на кручение, ф -₁=0,58?у_-1

K_у, K_ф - эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении.

Е_у, Е_ф - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений.

у_а, ф_а - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, принимаем

у_а=М/W ф_а=T/2W_с.

у_m, ф_m - средние напряжения циклов при изгибе и кручении, принимаем у_m=0,

ф_m=ф_а=T/2W_с;

М, Т - изгибающий и крутящий моменты в рассматриваемом сечении;

W - момент сопротивления изгибу:

- для сплошного сечения W=0,1d³

- для сечения, ослабленного шпоночной канавкой

W_с - момент сопротивления кручению:

- для сплошного сечения W_с=0,2d³

- для сечения, ослабленного шпоночной канавкой

ш_у, ш_ф - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений.

Для изготовления вала принимаем сталь 40Х с пределом прочности

у_в=760 МПа.

Соответственно, у_-1=0,4•760=304 МПа и ф -₁=0,58•304=176,32 МПа.

По таблице 1.6 и 1.7 выбираем значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений K_у=1,75; K_ф=1,6 и масштабных факторов Е_у=0,72; Е_ф=0,72.

ш_у=0,05 ш_ф=0

М=130800 Н?мм; Т=311300 Н?мм

у_а=130800/7611,3=17,2 МПа

ф_а=311300/16557,5=18,8 МПа

5. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

5.1 Подбор подшипников для ведущего вала редуктора

Реакции в опорах: R_A^в=1253,6 Н, R_А^г=4189,4 Н, R_В^в=3760,8 Н,

R_В^г=2507,9 Н

Суммарные реакции в опорах:

А: R_A===4372,9 Н

В: R_В===4520,3 Н

Для опоры А принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник № 307

Динамическая грузоподъемность С=26200 Н, статическая грузоподъемность С₀=17900 Н.

Долговечность подшипника

L_h=,

где [L] - требуемая долговечность подшипника, ч; [L]=10000 ч.

P - эквивалентная нагрузка

Р=(ХVR+YF_a)K_уK_t,

где

Х, Y - соответственно, коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; X=0,56, Y=2,3;

V=1 - коэффициент вращения;

R - радиальная реакция;

F_a - осевая нагрузка;

К_у=1 - коэффициент безопасности;

К_t=1 - температурный коэффициент.

Таким образом, Р=(0,56•1•4372,9+2,3•275,9)?1?1=3083,4 Н

L_h==16107 ч>[L_h], поэтому принимаем подшипник 307.

Для опоры В принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник

№ 309.

С=37800 Н

С₀=26700 Н

Р=(ХVR+YF_a)K_уK_t

V=1;X=0,56; Y=2,3;K_у=1; K_t=1

Р=(0,56•1•4520,3+2,3?275,9)•1•1=3165,8 Н

L_h==44692 ч>[L_h]

5.2 Выбор подшипников для ведомого вала редуктора

Реакции в опорах: R_A^в=1823,4 Н, R_А^г=723,7 Н, R_В^в=683,8 Н, R_В^г=447,8 Н

Суммарные реакции в опорах:

А: R_A===1961,8 Н

В: R_В===817,4 Н

Так как осевая нагрузка велика (869,8 Н) принимаем радиально-упорный подшипник 46208.

Динамическая грузоподъемность С=28900 Н, статическая грузоподъемность С₀=21700 Н.

Долговечность подшипника

L_h=,

где [L] - требуемая долговечность подшипника, ч; [L]=10000 ч.

P - эквивалентная нагрузка

Р=(ХVR+YF_a)K_уK_t,

где

Х, Y - соответственно, коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; X=0,56, Y=1,85;

V=1 - коэффициент вращения;

R - радиальная реакция;

F_a - осевая нагрузка;

К_у=1 - коэффициент безопасности;

К_t=1 - температурный коэффициент.

Таким образом, Р=(0,56•1•1961,8+1,85•869,8)?1?1=2707,8 Н

L_h==10050,8 ч>[L_h].

6. ПОДБОР МУФТ

Расчетный крутящий момент

Т_р=К_рТ?[T],

где K_р=1,25 . . 1,5 - коэффициент режима работы, принимаем K_р=1,2;

[T] - номинальный крутящий момент;

Т - крутящий момент, передаваемый валами.

Таким образом, Т=311,3 Н•м, тогда

Т_р=1,2•311,3=373,6 Н•м

Выбираем муфту с номинальным моментом [T]=500 Н•м.

Принимаем муфту упругую с торообразной оболочкой

500-48-1.1-38-1.1 ГоСТ 20884-82.

7. ПОДБОР ШПОНОК

Шпонка под ведомый шкив

,

где [у_см]=80..150 МПа - допускаемое напряжение смятия;

Т - крутящий момент, Т=105,3 Н•м;

d - диаметр вала в данном сечении, d=32 мм;

L - длина шпонки, L=63 мм;

b - ширина шпонки, b=10 мм;

h - высота шпонки, h=8 мм;

t - глубина паза на валу, t=5 мм;

Шпонка под ведущую шестерню

Длина L=40 мм, глубина t=5 мм, ширина b=10 мм, высота h=8 мм, диаметр вала d=32 мм, T=105,3 Н?м.

Шпонка под ведомую шестерню

Длина L=80 мм, глубина t=5,5 мм, ширина b=14 мм, высота h=9 мм, диаметр вала d=45 мм, T=311,3 Н?м.

Шпонка под муфту

Длина L=100 мм, глубина t=5 мм, ширина b=10 мм, высота h=8 мм, диаметр вала d=38 мм, T=311,3 Н?м.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

электродвигатель редуктор передача

Перевязкин Ю.Д. Расчет закрытых зубчатых и червячных передач: Методические указания к курсовому проектированию. - Архангельск: РИО АГТУ, 1995. - 32 с.

Богданов Е.А., Клюев В.А., Сметанин А.С. Расчет и конструирование передач с гибкой связью с применением ЭВМ: Методические указания и справочные материалы к курсовому и дипломному проектированию. - Архангельск: РИО АЛТИ, 1992. - 46 с.

Сметанин А.С., Дундин Н.И. Костылева Н.Н. Энергетический и кинематический расчеты привода: Задания и методические указания к курсовому проектированию. - Архангельск: РИО АЛТИ, 1990. - 32 с.

Кудрявин В.В. Расчет механизма подъема груза: Методические указания к курсовому проектированию. - Архангельск: РИО АЛТИ, 1985. - 44 с.

Перевязкин Ю.Д. Валы, подшипники, муфты: Методические указания к курсовому проектированию. - Архангельск: РИО АЛТИ, 1987. - 36 с.

Бачин В.А. Расчет открытых передач: Методические указания к выполнению заданий по курсу «Детали машин». - Архангельск: РИО АЛТИ, 1984. - 40 с.

Демьяновский К.И. Детали машин: Справочные материалы и методические указания по расчетам механических передач при выполнении курсовых работ и проектов. - Архангельск: РИО АЛТИ, 1983. - 48 с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 томах - 7-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1992 г.

Размещено на Allbest.ru

...