Проектирование привода к мешалке - Курсовая работа

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). Для получения более компактного привода, с небольшими передаточными отношениями, принимаем двигатель с частотой вращения вала в 750 об/мин Определяем частоту вращения валов привода ведомый вал редуктора (колесо) n3 = nвых = 70 об/мин ведущий вал (шестерня) n2 = nвых · ip= 70 · 4 = 280 об/мин вал двигателя n1 = 750 об/мин удельная окружная динамическая сила ?u - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи по [2] таб.5.12 ?u =0,002 g0 =56 ; v = 1.1м/с ?0 - коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса по [2] таб.5.

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

Мвых = 0,30КНМ=300Нм

Частота вращения выходного вала nвых = 70 об/мин

2. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Подбор электродвигателя

Мвых = , (1)

Мощность на выходном валу

Nвых = (2)

Nвых = =300•70/9.55=2198Вт =2,198КВТ

Определяем общий КПД привода ?общ = ?ред · ?р · ?пкm , (3) ?общ = ?ред · ?р · ?пкm = 0,96 · 0,96 · 0,993 = 0,9 тогда требуемая мощность электродвигателя

(4)

Исходя из условия задания, определяем общее передаточное отношение привода. іобщ = ірем · іред (5) іобщ = 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 Nд = 3,0 КВТ

Частота вращения nд = 750 об/мин іобщ = nвх / nвых,=750/70=10,7

Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи іред = 4

Тогда передаточное отношение ременной передачи

Ірем = іобщ/ іред = 10,7/4 = 2,7

2.2 Кинематический расчет привода

Определяем частоту вращения валов привода ведомый вал редуктора (колесо) n3 = nвых = 70 об/мин ведущий вал (шестерня) n2 = nвых · ip= 70 · 4 = 280 об/мин вал двигателя n1 = 750 об/мин

2.3 Силовой расчет

Определим вращающие моменты на каждом валу редуктора: вал колеса

М3 = Мвых = вал шестерни

М2 = (7)

3. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материал

Принимаем сталь 45.

НВ1 = НВ2 30…50

Шестерня - НВ1 = 230 нормализация

Колесо - НВ2 = 190 улучшенная

Определяем допускаемое напряжение

[H] = , где (8)

KHL =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.

[?] - предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу нагружений. ? = 2НВ 70 шестерня [?no1] = 2НВ1 70 = 530МПА колесо [?no2]= 2НВ2 70 = 450МПА

Допускаемые напряжения

Шестерня

[?] = колесо [?] =

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее значение из полученных. ?пр1 = ([?n1] [?n2]) · 0,45 = (481,8 409,1) · 0,45 = 401МПА ?пр2 = 1,26 · [?n2] = 1,26 · 409,1 = 515,5МПА следовательно принимаем ?пр = 401МПА

3.2 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние для косозубой передачи определим по формуле a = , где (9)

Ка = 43-для косозубой передачи

КНВ = 1,2

?ВА = 0,4

М1 - 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 ? = 10?, cos10? = 0,9848

Суммарное число зубьев

Z? = (10)

Уточняем угол ?" cos ? = (11)

Определяем число зубьев шестерни

(12)

Определяем число зубьев колеса z2 = z1 · i (13) z2 = z1 · i = 98 - 19 = 79

Определяем геометрические размеры зацепления

(14)

Шестерня: Колесо:

Уточняем межосевые расстояния

(16)

Ширина венца зубчатого колеса и шестерни bw2 = ? · aw = 0,4 · 150 = 60мм (17) bw1 = 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) ? = 20? - угол зацепления

- осевое усилие

Fa= Fttg =2,48tg10,8о = 0,47•103 H (21)

3.5 Проверочный расчет

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев

?n = ,где (22) zn - коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев. zn = 1,74 ([2], табл. 6.10) zm = 274 ([2], табл. 6.4) - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес.

Z? - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. ?? - коэффициент торцевого перекрытия.

Коэффициент осевого перекрытия

(23)

Для косозубых ?? ? 0,9

(24)

?ВА = => ?bd = , тогда из табл. [2] определяем

КH? = 1,25 ; КF? = 1,28

Удельная расчетная окружная сила wut = , 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 ?u - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи по [2] таб.5.12 ?u =0,002 g0 =56 ; v = 1.1м/с ?0 - коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса по [2] таб.5.15 ?0 =61

=0,87 Н/м

= 1,02

Коэффициент нагрузки

.

Тогда удельная расчетная окружная сила wut = Н/м

По найденным значениям определяем действующие в передаче контактные напряжения

= 291,5 Мпа (26)

?Н < ?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

WFT = 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

?F < ?кp

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, [?]кр - допускаемое напряжение при кручении ? 20 МПА а) Входной вал

М2 = 79,7 Н?м

Тогда: dвх = = 32,2 мм.

Принимаем для входного вала диаметр d = 35 мм. (хвостовик, для подшипника - на 5 мм больше) б) Выходной вал

М3 = 300 Н?м

Тогда: dвх = = 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 dn D B C, КН V l

50 110 29 94,7 1,937 0,31

Подбор шпонок db Сечение шпонки Глубина паза b h Вала, t1 Отверстия, t2

55 16 10 6 4,3 db Сечение шпонки Глубина паза b h Вала, t1 Отверстия, t2

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

Fa = 470 H

Делительный диаметр колеса - 241,9мм

Расстояния между опорами определяем по предварительному эскизу проектируемого редуктора.

Определяем реакции опор

Плоскость YOZ:

Перенаправим вверх - так как знак получился отрицательным

Строим эпюру МХ

АВ: 0 ? z1 ? 0,09м

МАВ = 0

ВС: 0 ? z2 ? 0,065

Z2 = 0; МВ = 0

Z2 = 0,065; MC =-933•0,065=-60,6 Н·м

DC: 0 ? z3 ? 0,065

Z2 = 0; MD = 0

Z2 = 0,065; MC =3,12•0,065 =0,19 Н·м

Плоскость XOZ: Определяем реакции

Строим эпюру МУ

ВС: 0 ? z1 ? 0,065

, z1 = 0; МВ = 0 z2 = 0,065; МС = -1240 · 0,065 = - 81 Н·м

DC: 0 ? z2 ? 0,065

, z2 = 0; MD = 0 z2 = 0,065; МС = - 1240 · 0,065 = - 81 Н·м

Строим эпюру крутящих моментов MZ

CD: MZ = 0

CA: MZ = 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

S1 = 0,83 · e · R? = 0,83 · 0,31 · 1560 = 401Н

Определяем эквивалентную нагрузку

Рэкв = ( X · V · R? Y · R · F? ) K? · K? (35)

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

R? = 4080K? = 1K? = 1,3F?2 = 1050

Рэкв = (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 - t1) · lp - площадь смятия;

Lp - рабочая длина шпонки;

[ ? ]см - допускаемое напряжение смятия, [ ? ]см ? 100 Н/мм2

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

(39)

lp = 60мм - b = 60 - 16 = 44 мм принимаем 44мм.

Шпонка подобрано верно, т.к. ?см < [ ? ]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.

(м2) - площадь теплопроводящей поверхности;

а=15 0 (мм) - межосевое расстояние; Кт - коэффициент теплоотдачи.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе: , (40) где тм - температура масла, 0С;тв - температура окружающего воздуха, 0С

(КВТ) - подводимая мощность;

?=0.95 - КПД редуктора.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи (Вт/м2•0С).

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 80о-100ОС. 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.

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) Воробьев 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.

Размещено на .ru