Проектирование ведомого вала одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора для привода ленточного конвейера

23

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Балтийский государственный технический университет «ВОЕНМЕХ» им. Д.Ф. Устинова»

Расчетно-графическая работа

Дисциплина Детали машин

на тему

Проектирование ведомого вала одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора для привода ленточного конвейера

Пыталева Е.А.,

студент группы Е191

Санкт-Петербург

2022 г.

Задание

Спроектировать ведомый вал одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора для привода ленточного конвейера (см. рис.), если:

1. Полезная сила, передаваемая лентой конвейера	F	=	6,0	кН
2. Скорость ленты	V	=	1,0	м/с
3. Диаметр приводного барабана	D	=	0,63	м
4. Материал зубчатых колес редуктора	Сталь 40 ХН
5. Долговечность привода	10000	ч.

привод вал передача редуктор

Привод нереверсивный, работа односменная, валы установлены на подшипниках качения, крышки подшипников врезные, уплотнения подшипниковых узлов манжетные.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода

привод вал передача редуктор

Привод нереверсивный, работа односменная, валы установлены на подшипниках качения, крышки подшипников врезные, уплотнения подшипниковых узлов манжетные.

Содержание

• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
• 2. Проектирование и расчет цилиндрической передачи
• 3. Расчет внешней передачи

• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
• Так как расположение кинематических пар последовательное, то коэффициент полезного действия КПД привода определяется как:

где - КПД отдельных кинематических пар цепи.

Определяем требуемую мощность рабочей машины [2, стр. 39]

где з_общ - коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных КПД [2, стр. 39].

Частные КПД выбираем по таблице 2.2 [2, стр. 40]:

0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи (редуктор);

0,93 - КПД открытой цилиндрической передачи;

0,99 - КПД пары подшипников качения;

0,99 - КПД муфты.

Полученные частные КПД подставим в формулу и получим общий КПД привода:

Зная величину КПД привода, линейную скорость ленты конвейера V и приложенную к ней силу Fmax, можно по формуле (1.1) [1] вычислить искомую мощность N (Вт) электродвигателя как:

где (Н) - сила тяги ленты конвейера, V (м/с) - скорость движения ленты конвейера, - КПД привода.

Подставляя в выражение (2) значение соответствующих величин из таблицы 1, получим:

Угловая скорость на выходном валу 3:

где V - скорость ленты конвейера, r - радиус приводного барабана.

Учитывая что , получим значение угловой скорости выходного вала 3:

Угловая скорость вращения вала двигателя определяется как:

где -номинальная частота вращения вала двигателя

Зная искомую мощность электродвигателя, можно приступить к его выбору. В таблице П1 приложения [1] приведены данные электродвигателей асинхронной серии 4А трехфазного тока, которые применяются в приводах различных типов.

Для найденной величины N_ТРЕБ = 6,97 кВт в этой таблице подходят двигатели четырех марок, данные которых для уточнения выбора сводим в таблицу 2.

Вычисляем значение номинальной частоты вращения по формуле 1.3 [1] как:



где - синхронная частота вращения двигателя, S - коэффициент проскальзывания ротора относительно вращающегося магнитного поля.

Тогда общее передаточное число привода u будет равно:

Определяем частоту вращения приводного вала конвейера:

Ошибка! Источник ссылки не найден.

Ошибка! Источник ссылки не найден. = 30,3 об/мин

Рассмотрим варианты электродвигателей

Таблица 1. Варианты электродвигателей мощностью 7,5 кВт.

№	Типоразмер АИР	Синхронная частота вращения nC, об/мин.	Номинальная частота вращения nН, об/мин	Угловая скоростьщрад/с	Общее передаточное число привода u
1	112М2	3000	2895	303,0	95,54
2	132S4	1500	1440	150,7	47,52
3	132М6	1000	960	100,5	31,68
4	160S8	750	727	76,1	23,99

Принимаем электродвигатель АИР160S8 мощностью Nдв = 7,5 кВт, частота вращения n_ДВ = 727 об/мин, диаметр вала d_ДВ = 48 мм.

Определяем передаточное число привода [2, стр. 41]:

= 23,99



Таблица 2. Выбор передаточного числа

Передаточное число	Вариант двигателя
	1	2	3	4
Привода u	95,54	47,52	31,68	23,99
Закрытой передачи u1	6,3	6,3	6,3	6,3
Открытой передачи u2	15,165	7,543	5,029	3,808

Так как на практике передаточное число цепной передачи = 1…5, то вариант двигатели 1 и 2 явно не подходят. Двигатель варианта 3 использовать не желательно, так как его передаточное число незначительно превышает допускаемое. Наиболее подходящим под стандартные значения передаточных чисел является вариант:,, при которых . При этом погрешность от расчетной величины не превышает 3%, что согласно [1, с. 8] допустимо.

С учетом ограничений передаточных отношений цилиндрических переда в интервале 2…6,3 [2, стр. 43], принимаем передаточное число редуктора u_р = 6,3, тогда передаточное число открытой передачи:

Полученное значение согласуется с рекомендованным [2, стр. 43].

Определяем силовые и кинематические параметры привода (табл. 1) по формулам [2, стр. 45-46]:

Частота вращения:

n_ДВ = 727 об/мин

n₁ = n_ДВ = 727 об/мин

n₂ = = = 115 об/мин

n_РМ = = = 30 об/мин



Угловая скорость:

76,1 рад/с

12,1 рад/с

= 3,2 рад/с

Вращающий момент:

Тдв = = 99Нм

T₁ = Тдв • з_м • 99 • 0,99 • 0,99 = 97Нм

= 97 · 6,3 · 0,96 · 0,99 = 581Нм

T_РМ = T₂ · u_ОП · з_ОП · з_ПОІ · з_м

T_РМ = 581 · 3,8 · 0,93 · 0,99І · 0,99 = 1992Нм

Результаты кинематического расчета представлены в таблице 3.

Таблица 3. Результаты кинематического расчета привода

Вал	Параметр
	Мощность	Частота вращения	Угловая скорость	Крутящий момент	Передаточное число	КПД
	Р, кВт	n, об/мин	щ, рад/с	Т, Нм	U	з
ЭД	7	727	76,1	99	1	0,99
Б/Х (А)		727	76,1	97	6,3	0,96
Т/Х (В)		115	12,1	581
Рабочий (С)		30	3,2	1992	3,8	0,93

2. Проектирование и расчет цилиндрической передачи

Принимаем по заданию сталь 40ХН [2, стр. 53] со следующими характеристиками (табл. 4):

Таблица 4. Характеристика механических свойств стали

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВ1	В	Т	-1
			НВ2	МПа
Шестерня	40ХН	улучшение	302	920	750	420
Колеса			272

Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса K_HL = 1 [2, стр. 55].

По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 55] определяем допускаемые контактные напряжения:

[у]_H1 = K_HL · 1,8 • 302 + 67 = 611 МПа

[у]_H2 = K_HL · 1,8 • 272 + 67 = 557 МПа

Расчет для передач с прямыми и непрямыми зубьями при разности прочности НВ₁ - НВ₂ = 20…50 ведется по наименьшему значению, т.е. по [у]_H2 = 557 МПа. Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса K_FL = 1 [2, стр. 56].

По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 56] определяем допускаемые напряжения на изгибную прочность:

[у]_F1 = K_FL • 1,03 · НВ₁ = 1 • 1,03 · 302 = 311 МПа (19)

[у]_F2 = K_FL • 1,03 · НВ₂ = 1 • 1,03 · 272 = 280 МПа (20)

Принимаем по табл. 4.1 a_w = 160 мм [2, стр. 60].

Определяем модуль зацепления:

m ?

где Km - вспомогательный коэффициент, равный 6,8 [2, стр. 62];

d₂ - делительный диаметр колеса [2, стр. 61]:

d₂ = = = 276,2 мм

b₂ - ширина колеса [2, стр. 62]:

b₂ = ш_а · a_w = 0,36 • 160 = 60 мм

m = = 1,70

Принимаем по стандартному ряду m = 1,5 мм.

Определяем угол наклона зубьев [2, стр. 60]:

вmin = arcsin = arcsin = arcsin0,0875

Принимаем угол наклона зубьев в ? 10°, тогда cos в = 0,9837.

Определяем суммарное количество зубьев [2, стр. 60]:

210

Уточняем действительную величину наклона зубьев [2, стр. 60]:

в = arccos = arccos = arccos0,984

Окончательно принимаем угол наклона зубьев в = 9,6°, cos в = 0,984.

Диаметр вершин зубьев шестерни:

мм (34)

Определяем окружную скорость колеса [2, стр. 61]:

1,7 м/с

Принимаем по табл. 4.2 8 степень точности [2, стр. 62].

Рисунок 2. Геометрические параметры типовой цилиндрической передачи

Принимаем K_Hв = 1 для приработавшихся колес, K_FV = 1,67 [2, стр. 62], По табл. 4.4 [2, стр. 64] принимаем для z₁ = 29 - Y_F1 = 3,79; для z₂ = 181 - Y_F2 = 3,6.

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба [2, стр. 64]:

Y_в = 1 - = 1 - = 0,93

Условия прочности выполняются.

Результаты расчета цилиндрической передачи представлены в таблице 5.



Таблица 5. Результаты расчета цилиндрической передачи

Проектный отчет
Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние aw, мм	160
Модуль зацепления m, мм	1,5
Ширина зубчатого венца b, мм	65	60
Число зубьев z	29	181
Вид зубьев	эвольвентный
Угол наклона зубьев	0,984°
Диаметр делительной окружности d, мм	44,2	276,2
Диаметр окружности вершин da, мм	47,2	279,2
Диаметр окружности впадин df, мм	40,5	272,5
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения у, МПа	557	533	-4%
Напряжения изгиба, МПа	уF1	311	251
	уF2	280	238



3. Расчет внешней передачи

Принимаем по заданию сталь 40ХН ГОСТ 8479-70 [2, стр. 53] со следующими характеристиками (табл. 6):

Таблица 6. Характеристика механических свойств стали

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВ1
			НВ2
Шестерня	40ХН	улучшение	302
Колеса			282

Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса K_HL = 1 [2, стр. 55].

По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 55] определяем допускаемые контактные напряжения:

[у]_H1 = K_HL · 1,8 • 302 + 67 = 611 МПа

[у]_H2 = K_HL · 1,8 • 282 + 67 = 575 МПа

Расчет для передач с прямыми и непрямыми зубьями при разности прочности НВ₁ - НВ₂ = 20…50 ведется по наименьшему значению, т.е. по [у]_H2 = 575 МПа. Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса K_FL = 1 [2, стр. 56].

По табл. 3.1 [2, стр. 52] и формуле [2, стр. 56] определяем допускаемые напряжения на изгибную прочность:

[у]_F1 = K_FL • 1,03 · НВ₁ = 1 • 1,03 · 302 = 311 МПа

[у]_F2 = K_FL • 1,03 · НВ₂ = 1 • 1,03 · 282 = 290 МПа



Определяем модуль зацепления:

m ?

где Km - вспомогательный коэффициент, равный 6,8 [2, стр. 62];

d₂ - делительный диаметр колеса [2, стр. 61]:

d₂ = = = 446,5 мм

b₂ - ширина колеса [2, стр. 62]:

b₂ = ш_а · a_w = 0,25 • 282 = 71 мм

m = = 2,95

Принимаем по стандартному ряду m = 3 мм.

Определяем суммарное количество зубьев [2, стр. 60]:

188

Уточняем действительную величину наклона зубьев [2, стр. 60]:

Условие прочности выполняется, т.к. отклонение нагрузки находится в допустимых пределах (-15… + 5)%.

Условия прочности выполняются.

Результаты расчета представлены в таблице 7.

Таблица 7. Результаты расчета цилиндрической передачи

Проектный отчет
Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние aw, мм	282
Модуль зацепления m, мм	3
Ширина зубчатого венца b, мм	76	71
Число зубьев z	39	149
Вид зубьев	эвольвентный
Диаметр делительной окружности d, мм	117	446,5
Диаметр окружности вершин da, мм	123,0	452,5
Диаметр окружности впадин df, мм	109,5	439,0
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения у, МПа	575	528	-8%
Напряжения изгиба, МПа	уF1	311	241
	уF2	290	229



Литература

1.Курсовое проектирование деталей машин под ред. Чернавского 2011г.

2.Н.Ф.Киркач и др. Расчёт и проектирование деталей машин.1991г.

3.М.Н.Ерохин. Детали машин и основы конструирования.2005г.

4.П.Ф.Дунаев и др. Конструирование узлов и деталей машин 1998г.

5.Справочник конструктора-машиностроителя под ред. Анурьева 2006г.

Размещено на Allbest.ru