Проектирование привода к мешалке

метки: Привод, Шейнблит, Мешалка, Шестерня, Зацепление, Колесо, Машин, Деталь

Проектируемый привод — привод бетономешалки — состоит из следующих основных элементов:

• электродвигателя, создающего вращательное движение
• одноступенчатого редуктора с цилиндрической зубчатой передачей
• Ременной передаче, соединяющей вал двигателя и входной вал редуктора
• Приводного вала мешалки с лопастями, установленного в емкости для перемешивания бетона.
• муфты, соединяющей выходной вал редуктора и приводной вал

Все передачи, использованные в приводе, — понижающие.

Зубчатые редукторы — механизмы с зубчатыми передачами, выполняемые в виде отдельных агрегатов. Редукторы служат для понижения частоты вращения и повышения вращающего момента от входного к выходному валу. Зубчатая передача нашего редуктора состоит из вала- шестерни (входной вал) и зубчатого колеса (выходной вал).

Расчетная часть записки посвящена проектированию и расчету основных деталей редуктора.

В графическую часть входит сборочный чертеж редуктора и сборочный чертеж привода.

1.Задание на проектирование

Рисунок 1. Схема привода.

ДАНО:

Момент на выходном валу редуктора

М _вых = 0,30кНм=300Нм

Частота вращения выходного вала

n _вых = 70 об/мин

2. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Подбор электродвигателя

М _вых = , (1)

Мощность на выходном валу

N _вых = (2)

N _вых = = 300•70/9.55=2198Вт =2,198кВт

Определяем общий КПД привода

з _общ = з_ред

• з_р

• з_пк ^m , (3)

з _общ = з_ред

• з_р

• з_пк ^m = 0,96

• 0,96
• 0,99³ = 0,9

тогда требуемая мощность электродвигателя

(4)

Исходя из условия задания, определяем общее передаточное отношение привода.

i _общ = i_рем

• i_ред (5)

i _общ = n_вх / n_вых (6)

Для получения более компактного привода, с небольшими передаточными отношениями, принимаем двигатель с частотой вращения вала в 750 об/мин

Принимаем электродвигатель — 4А112МВ8УЗ

Номинальная мощность N _д = 3,0 кВТ

По деталям машин Привод к ленточному конвейеру

... Мощность электродвигателя Р дв = 5,5 кВт ³ 5,34 кВт, число оборотов n дв = 1455 мин-1 (1500 – 45 = 1455, где: 1500 – синхронная частота вращения, 4,5% проскальзывания). Мощности на валах ... (кВт) Общее передаточное число привода i пр = iц iред i ред – передаточное число редуктора; i ц – передаточное ... К 1 …К6 – частные коэффициенты, учитывающие условия работы передачи и её конструкцию по табл. 5.7 [2 ...

Частота вращения n _д = 750 об/мин

i _общ = n_вх / n_вых ,=750/70=10,7

Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи i _ред = 4

Тогда передаточное отношение ременной передачи

I _рем = i_общ / i_ред = 10,7/4 = 2,7

2.2 Кинематический расчет привода

Определяем частоту вращения валов привода

ведомый вал редуктора (колесо)

n ₃ = n_вых = 70 об/мин

ведущий вал (шестерня)

n ₂ = n_вых

• i_р = 70

• 4 = 280 об/мин

вал двигателя

n ₁ = 750 об/мин

2.3 Силовой расчет

Определим вращающие моменты на каждом валу редуктора:

вал колеса

М ₃ = М_вых =

вал шестерни

М ₂ = (7)

3. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материал

Принимаем сталь 45.

НВ ₁ = НВ₂ + 30…50

Шестерня — НВ ₁ = 230 нормализация

Колесо — НВ ₂ = 190 улучшенная

Определяем допускаемое напряжение

[ _H ] = , где (8)

K _HL =1- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи(передача длительно работающая

Т = 36000 часов).

[n] = 1,1 — допускаемый запас прочности для нормализованных и улучшенных колес.

[у] — предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу нагружений.

у = 2НВ + 70

шестерня [у _{no 1} ] = 2НВ₁ + 70 = 530МПа

колесо [у _{no 2} ]= 2НВ₂ + 70 = 450МПа

Допускаемые напряжения

Шестерня

[у] =

колесо [у] =

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее значение из полученных.

у _{пр 1} = ([у_{n 1} ] + [у_{n 2} ])

• 0,45 = (481,8 + 409,1)
• 0,45 = 401МПа

у _пр2 = 1,26

• [у_{n 2} ] = 1,26

• 409,1 = 515,5МПа

следовательно принимаем у _пр = 401МПа

3.2 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние для косозубой передачи определим по формуле

a = , где (9)

К _а = 43-для косозубой передачи

К _НВ = 1,2

Ш _ВА = 0,4

М ₁ — момент на шестерне

= 142,8 мм

по стандартному ряду принимаем: а=150 мм.

Определяем значение модуля зубчатого зацепления и уточняем его по стандартному ряду

m = (0,01…0,02)

• а =(0,01.. 0,02)
• 150 =1,1… 3,0мм

Принимаем m = 3

3.3 Геометрический расчет передачи

Определяем число зубьев колеса и шестерни. Предварительно принимаем угол наклона зубьев в = 10є, cos10є = 0,9848

Коробка передач автомобиля ГАЗ

... скользящей муфты-шестерни Т и II передач, промежуточной шестерни заднегохода, венца передачи заднего хода на блоке шестерен ... выключение передач а) ослабление затяжки гаек крепления коробки передач к картеру сцепления или гаек крепления удлинителя к картеру коробки передач; б) износ торцов и поверхности наружных зубьев ...

Суммарное число зубьев

z _У = (10)

Уточняем угол в’

cos в = (11)

Определяем число зубьев шестерни

(12)

Определяем число зубьев колеса

z ₂ = z₁

• i (13)

z ₂ = z₁

• i = 98 — 19 = 79

Определяем геометрические размеры зацепления

(14)

Шестерня:

Колесо:

Уточняем межосевые расстояния

(16)

Ширина венца зубчатого колеса и шестерни

b _{w 2} = ш

• a_w = 0,4

• 150 = 60мм (17)

b _{w 1} = b_{w 2} + 4 = 64мм (18)

3.4 Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении

В косозубом зацеплении сила нормального давления раскладывается на три составляющие:

• окружное усилие

(19)

• радиальное усилие

(20)

б = 20є — угол зацепления

• осевое усилие

F _a = F_t tg =2,48tg10,8^о = 0,47•10³ H (21)

3.5 Проверочный расчет

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев

У _n = ,где (22)

z _n — коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев.

z _n = 1,74 ([2], табл. 6.10)

z _m = 274 ([2], табл. 6.4) — коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес.

z _У — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

е _б — коэффициент торцевого перекрытия.

Коэффициент осевого перекрытия

(23)

Для косозубых е _в ? 0,9

(24)

Ш _ВА = => Ш_bd = ,

тогда из табл. [2] определяем

К _{H в} = 1,25 ; К_Fв = 1,28

Удельная расчетная окружная сила

w _ut = , где (25)

коэффициент нагрузки ;

• коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ;

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

• коэффициент динамической нагрузки учитывает внутреннюю динамику и зависит от окружной скорости, степени точности, расположения зубьев и твердости рабочих поверхностей
• удельная окружная динамическая сила

у _u — коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи

по [2] таб.5.12 у _u =0,002

g ₀ =56 ; v = 1.1м/с

у ₀ — коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса по [2] таб.5.15 у₀ =61

=0,87 Н/м

= 1,02

Коэффициент нагрузки

Тогда удельная расчетная окружная сила

w _ut = Н/м

По найденным значениям определяем действующие в передаче контактные напряжения

= 291,5 Мпа (26)

у _{Н <} у_up =400 МПа

Проверочный расчет зубчатого зацепления на выносливость по напряжениям изгиба

Действующие напряжения изгиба

(27)

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

(28)

расчетная окружная сила

w _Ft = Н/мм , (29)

где

Где -вычисляем в зависимости от удельной окружной динамической силы.

(30)

При

= 2,6 (31)

Вычисляем коэффициент

= 1,1

По найденным значениям определяем действующие в передаче напряжения изгиба и сравниваем их с допустимым значением

=350 МПа < 414 МПа -прочность обеспечивается

у _{F <} у_{к p}

4. Расчет валов

Выбор материала валов

Для изготовления вала и вала-шестерни принимаем сталь 45 улучшенную. Валы подвергаются, после изготовления термической обработка — закалке и отпуску.

4.1 Проектировочный расчет валов

Предварительный расчет валов проводится по формуле:

• d = ; (32)

где М — момент на валу,

[ф] _кр — допускаемое напряжение при кручении ? 20 МПа

а) Входной вал

М ₂ = 79,7 Нм

Тогда:

d _вх = = 32,2 мм.

Принимаем для входного вала диаметр d = 35 мм. (хвостовик, для подшипника — на 5 мм больше)

б) Выходной вал

М ₃ = 300 Нм

Тогда:

d _вх = = 42,8 мм.

Принимаем для выходного вала диаметр d = 45 мм. (хвостовик, для подшипника — на 5 мм больше-50мм), на месте посадки колеса — 55мм

Подбор подшипников

Выбираем радиально-упорные, однорядные подшипники средней серии 46310

d n	D	B	C, кН	V	l
50	110	29	94,7	1,937	0,31

Подбор шпонок

d b	Сечение шпонки	Глубина паза
	b	h	Вала, t 1	Отверстия, t 2
55	16	10	6	4,3
d b	Сечение шпонки	Глубина паза
	b	h	Вала, t 1	Отверстия, t 2
45	14	9	5,5	3,8

4.2 Составим расчетную схему

Из расчета сил в зубчатом зацеплении ( п.3.4 расчета) имеем:

окружное усилие

радиальное усилие

осевое усилие

F _a = 470 H

Делительный диаметр колеса — 241,9мм

Расстояния между опорами определяем по предварительному эскизу проектируемого редуктора.

Определяем реакции опор

Плоскость УОZ:

Перенаправим вверх — так как знак получился отрицательным

Строим эпюру М _Х

АВ: 0 ? z ₁ ? 0,09м

М _{A В} = 0

ВС: 0 ? z ₂ ? 0,065

Z ₂ = 0; М_В = 0

Z ₂ = 0,065; М_C =-933•0,065=-60,6 Н·м

DC: 0 ? z ₃ ? 0,065

Z ₂ = 0; М_D = 0

Z ₂ = 0,065; М_C =3,12•0,065 =0,19 Н·м

Плоскость ХОZ:

Определяем реакции

Строим эпюру М _Y

ВС: 0 ? z ₁ ? 0,065

z ₁ = 0; М_В = 0

z ₂ = 0,065; М_С = -1240

• 0,065 = — 81 Н·м

DC: 0 ? z ₂ ? 0,065

z ₂ = 0; М_D = 0

z ₂ = 0,065; М_С = — 1240

• 0,065 = — 81 Н·м

Строим эпюру крутящих моментов М _Z

CD: M _Z = 0

CA: M _Z = M₃ =300 Н·м

По полученным значениям строим эпюры изгибающих и крутящего моментов

4.3 Расчет вала на статическую прочность

Расчет производиться в опасном сечении, где возникает максимальный

расчетный момент.

(33)

Расчетный момент определяется для наиболее опасного сечения — С

Сечение С:

Максимальное напряжение в опасном сечении

(34)

• осевой момент сопротивления сечения вала

Тогда, максимальное напряжение в опасном сечении

Запас статической прочности в опасном сечении определяется

Статическая прочность вала обеспечена, т.к. n > [ n], [ n] = 1,5…3

5. Проверочный расчет подшипника по динамической грузоподъемности

Суммарные радиальные усилия в подшипнике

Осевые составляющие радиальных усилий подшипников

S ₁ = 0,83

• e
• R_г = 0,83

• 0,31
• 1560 = 401Н

Определяем эквивалентную нагрузку

P _экв = ( X

• V
• R_г + Y

• R
• F_б ) K_у

• K_ф (35)

X = 1V = 0,7Y = 1,937

R _г = 4080K_ф = 1K_у = 1,3F_{б 2} = 1050

P _экв = (1

• 0,7
• 1554 + 1,937
• 401)
• 1
• 1,3 = 2010Н

(36)

Расчет долговечности

(37)

N = 70 об/мин — частота вращения выходного вала

Расчет долговечности подшипников превышает срок службы редуктора, следовательно, они выбраны правильно.

6. Проверочный расчет шпонок

Напряжение смятия в соединении

, где (38)

;

• М — передаваемый вращающий момент;

F = (h — t ₁ )

• l_p — площадь смятия;

L _p — рабочая длина шпонки;

[ у ] _см — допускаемое напряжение смятия,

[ у ] _см ? 100 Н/мм²

С учетом указанных выше значений P и F, формулу приводим к виду

(39)

l _p = 60мм — b = 60 — 16 = 44 мм

принимаем 44мм.

Шпонка подобрано верно, т.к. у _см < [ у ]_см

7. Выбор смазки деталей редуктора

Так как редуктор имеет вертикально расположенные валы , в этом случае есть шанс что жидкая смазка будет протекать в месте выхода вала из корпуса. Исходя из того что смазку редуктора с помощью масляной ванны не получается и что частота вращения выходного вала сравнительно невысока, принимаем для смазки деталей густую смазку — типа солидол.

8. Тепловой расчет редуктора

При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагреве редуктора вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой.

(м ² ) — площадь теплопроводящей поверхности;

а =15 0 (мм) — межосевое расстояние; К_t — коэффициент теплоотдачи.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

, (40)

где t _м — температура масла,

⁰ С;t_в — температура окружающего воздуха, ⁰ С

(кВт) — подводимая мощность;

• з=0.95 — КПД редуктора.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи (Вт/м ² •⁰ С).

Тогда

Допускаемый перепад температур .

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают о покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на вал надевают шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80 ^о -100^о C. Собранный вал вставляют в корпус.

Вначале сборки вала колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Закладывают в подширниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

Список используемой литературы

[Электронный ресурс]//URL: https://drprom.ru/kursovaya/privod-k-meshalkesheynblit/

привод зубчатый передача

1) Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроительных вузов. М., «Высшая школа», 1975 — 551с

2) Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. Учеб. Пособие для техникумов. — «Высшая школа» 1991 — 432с.

3) Воробьёв Ю.В., Ковергин А.Д., Родионов Ю.В.,Галкин П.А. «Детали машин» Учебно-методическое пособие. Тамбов. 2004 — 96с

4) Курсовое проектирование по деталям машин. С.А. Чернавский. Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. — М.: Машиностроение, 1988 — 416с.

5) Атлас конструкций

6) В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя, тома 2 и 3. М.: Машиностроение, 1980.