Электропривод к мешалке - Курсовая работа

1-двигатель; 2-ограждение; 3-клиноременная передача; 4-цилиндрический редуктор; 5-упругая муфта с торообразной оболочкой; 6-мешалка; 7-смесь; 8-задвишка.Устанавливаем привод в столовую для смешивания исходных материалов при производстве хлебобулочных изделий. Определяем ресурс привода: L =365L t L =365·3·12·1=13140 ч где L - срок службы привода, лет t - продолжительность смены, ч Определяем рабочий ресурс привода: Принимаем время простоя машинного агрегата 10% ресурса.Определяем мощность двигателя: P =T?=0,15·6=0,9 Вт ?=2?·n=2·3,14·1=6 рад/с n=60 об/мин=1 об/с Ременная передача, число передаточных чисел: n =60 об/мин-частота вращения u= = =15-находим передаточное число привода u Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным. u =2 (второй способ) u = = =7 Определяем допускаемою частоту вращения приводного вала мешалки, приняв ?n =1,5 об/мин Таким образом выбираем двигатель 4АМ80А6У3 (Р =1,1 КВТ); n =920 об/мин; передаточное число: привода n=15; редуктора u =7,1; ременной передачи u =2По таблице 3.2[10] выбираем для шестерни и колеса - сталь 40х, термообработка - улучшение. 3.2 Определить допускаемое контактное напряжение а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К и колеса K Так как N >N , то K =1 б) Определяем допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса [?] =1,8·НВ 67=1,8·248 67=513,4 н/мм в) Определяем допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса 3.3 Определить допускаемое напряжение изгиба а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К и колеса KПроектный расчет: 1.Определяем межосевое расстояние: a ?K (u 1) K =43·(7,1 1)· ·1=129 мм где K =43-вспомогательный коэффициент (для косозубых передач) 2.Определяем модуль зацепления: m? мм где K =5,8-вспомогательный коэффициент (для косозубых передач) d = мм-делительный диаметр кольца b = =0,32·130=41мм-ширина венца колеса 3.Определяем угол наклона зубьев ? для косозубых передач: ? =arcsin =arcsin 5.Уточняем действующие величины угла наклона зубьев для косозубых передач: ?=arccos arccos 9.Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач: a =12.Проверяем пригодность заготовок колес: D ?D ; C (S )?S K-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. K-коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передач (табл.4.3[10]) 14.Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни ? и колеса ? , Н/мм ? =Y Y ?[?] ? =3,66·0,96· ·1·1·1,04=114,74Н/мм ?[?] =255,4 Н/мм ? = ? Y / Y ?[?] ? =114,74·3,66/3,63=115,7Н/мм ?[?] =293,6 Н/мм Y ; Y-коэффициент формы зуба шестерни и колеса определяется по таблице 4.4[10].Параметр Допускаемое значение Расчетное значение Примечание2.Определяем минимальный диаметр ведущего шкива: По таблице 5.4[10], принимаем d =63 мм 3.Из стандартного ряда таблицы К40[10] выбираем стандартный размер ведущего шкива: d =90 мм 4.Определяем диаметр ведомого шкива d , мм: d =d ·u(1-E)=90·2·(1-0,02)=176 мм где E=0,01…0,02-коэффициент скольжения 6.Определяем ориентировочное межосевое расстояние а; мм а?0,55(d d ) h(H)=0,55(90 180) 6=145,5 мм где h(H)-высота сечения клинового ремня табл. 9.Определяем угол обхвата ведущего шкива а , град: а =180?-57? 180?-57? условия выполняются18.Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущий ветви: ? =? ? ? =2,75 6 0,52=8,95 Н/мм ?[?] =10 Н/мм где ? = Н/мм-напряжение растяжения А=47мм-площадь поперечного сечения ремня по таблице К41[10] ? =E Н/мм-напряжение изгиба E =80…100 Н/мм-модуль продольной упругости при изгибе ? =?? ·10 =1300·4 ·10 =0,52 Н/мм-напряжение от центробежных сил ?=1250…1400 кг/м-плотность материала ремня для клиновых ремней6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач На колесе (таблица 6.1[10]) Радиальная: F = H Радиальная (от клиноременной передачи): F =2F z·sin =2·83,7·3·sin =474 H Силы в зацеплении и действующие на валы в закрытой передачи, Н параметр значение параметр значениеОкругляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d =22 мм l =(1,2…1,5)d =(1,2…1,5)·226,4…33 мм Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l =32 мм Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d =25 мм l ?1,5d =1,5·25?38 мм Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l =17 мм Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d =34 мм l =(1,03…1,5)d =(1,03…1,5)·34=34…51 ммСтроим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях: 1,2,3,4: М =0; М =R ·0,5·L =15,9·0,5·0,108=0,8 Н·м; М =0; Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях: 1,2,3: М =0; М =-R-0,5L =-644,5-0,5·0,108=-644Н·м; М =0 3.Строим эпюру крутящих моментов: М =М = F ·0,5d =1289·0,5·0,03387=21,8 Н·м 5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях: М = Н·м Стоим эпюры изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях: 1,2,3,4: М =0; M =R ·0,5L =123,4·0,5·0,114=7 Нм; M =0; M =R ·0,5L =347,6·0,5·0,114=19,8 НмРанее б

Содержание

Введение: привод к мешалке

1. Краткое описание привода

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет зубчатых передач редукторов

5. Расчет открытых передач

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

10. Разработка чертежа общего вида привода

11. Проверочный расчеты

12. Расчет технического уровня редуктора

13. Список литературы

Привод к мешалке

1-двигатель; 2-ограждение; 3-клиноременная передача; 4-цилиндрический редуктор; 5-упругая муфта с торообразной оболочкой; 6-мешалка; 7-смесь; 8-задвишка. I, II, III, IV-валы, соответственно, -двигатель, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочий машины