Проектирование привода к мешалке

Курсовая работа

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 = зред

  • зр
  • зпкm , (3)

з общ = зред

  • зр
  • зпкm = 0,96
  • 0,96
  • 0,993 = 0,9

тогда требуемая мощность электродвигателя

(4)

Исходя из условия задания, определяем общее передаточное отношение привода.

i общ = iрем

  • iред (5)

i общ = nвх / nвых (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

12 стр., 5556 слов

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 ... число привода i пр = iц iред i ред – передаточное число редуктора; i ... = 1 при односменной работе. Определяем расчётную мощность передачи, кВт Р р ... по ширине зубчатого венца при расчёте на контактную выносливость по ...

Частота вращения n д = 750 об/мин

i общ = nвх / nвых ,=750/70=10,7

Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи i ред = 4

Тогда передаточное отношение ременной передачи

I рем = iобщ / iред = 10,7/4 = 2,7

2.2 Кинематический расчет привода

Определяем частоту вращения валов привода

ведомый вал редуктора (колесо)

n 3 = nвых = 70 об/мин

ведущий вал (шестерня)

n 2 = nвых

  • iр = 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 = Мвых =

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 no1 ] = 2НВ1 + 70 = 530МПа

колесо [у no2 ]= 2НВ2 + 70 = 450МПа

Допускаемые напряжения

Шестерня

[у] =

колесо [у] =

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее значение из полученных.

у пр1 = ([уn1 ] + [уn2 ])

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

у пр2 = 1,26

  • n2 ] = 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

11 стр., 5308 слов

Коробка передач автомобиля ГАЗ

... коробки передач; б) износ торцов и поверхности наружных зубьев скользящей муфты-шестерни Т и II передач, промежуточной шестерни заднегохода, венца передачи заднего хода на блоке шестерен в) износ торцов зубьев муфт включения передач ...

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 w2 = ш

  • aw = 0,4
  • 150 = 60мм (17)

b w1 = bw2 + 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 = Ft tg =2,48tg10,8о = 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 = => Шbd = ,

тогда из табл. [2] определяем

К Hв = 1,25 ; К = 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 < уup =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< укp

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 AВ = 0

ВС: 0 ? z 2 ? 0,065

Z 2 = 0; МВ = 0

Z 2 = 0,065; МC =-933•0,065=-60,6 Н·м

DC: 0 ? z 3 ? 0,065

Z 2 = 0; МD = 0

Z 2 = 0,065; МC =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; МВ = 0

z 2 = 0,065; МС = -1240

  • 0,065 = — 81 Н·м

DC: 0 ? z 2 ? 0,065

z 2 = 0; МD = 0

z 2 = 0,065; МС = — 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
  • Rг = 0,83
  • 0,31
  • 1560 = 401Н

Определяем эквивалентную нагрузку

P экв = ( X

  • V
  • Rг + Y
  • R
  • Fб ) Kу
  • Kф (35)

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

R г = 4080Kф = 1Kу = 1,3Fб2 = 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 )

  • lp — 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.

2 ) — площадь теплопроводящей поверхности;

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

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

, (40)

где t м — температура масла,

0 С;tв — 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 20 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 -100о 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.