Проектирование привода к мешалке

Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 23.12.2015
Размер файла 144,0 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://allbest.ru

Введение

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

зобщ = зред · зр · зпкm , (3)

зобщ = 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.

iобщ = iрем · iред (5)

iобщ = 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

iобщ = nвх / nвых,=750/70=10,7

Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи iред = 4

Тогда передаточное отношение ременной передачи

Iрем = iобщ/ iред = 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 · iр= 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.

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

у = 2НВ + 70

шестерня [уno1] = 2НВ1 + 70 = 530МПа

колесо [уno2]= 2НВ2 + 70 = 450МПа

Допускаемые напряжения

Шестерня

[у] =

колесо [у] =

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее значение из полученных.

упр1 = ([уn1] + [уn2]) · 0,45 = (481,8 + 409,1) · 0,45 = 401МПа

упр2 = 1,26 · [уn2] = 1,26 · 409,1 = 515,5МПа

следовательно принимаем упр = 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

ШВА = 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 в = 10є, cos10є = 0,9848

Суммарное число зубьев

zУ = (10)

Уточняем угол в'

cos в = (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 = ш · 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)

б = 20є - 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

Уn = ,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.

zУ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

еб - коэффициент торцевого перекрытия.

Коэффициент осевого перекрытия

(23)

Для косозубых ев ? 0,9

(24)

ШВА = => Шbd = ,

тогда из табл. [2] определяем

КHв = 1,25 ; К = 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

уu - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи

по [2] таб.5.12 уu =0,002

g0 =56 ; v = 1.1м/с

у0 - 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

wut = Н/м

По найденным значениям определяем действующие в передаче контактные напряжения

= 291,5 Мпа (26)

уН < 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

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

уF < 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

М2 = 79,7 Нм

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 Нм

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 УОZ:

Перенаправим вверх - так как знак получился отрицательным

Строим эпюру МХ

АВ: 0 ? z1 ? 0,09м

МAВ = 0

ВС: 0 ? z2 ? 0,065

Z2 = 0; МВ = 0

Z2 = 0,065; МC =-933•0,065=-60,6 Н·м

DC: 0 ? z3 ? 0,065

Z2 = 0; МD = 0

Z2 = 0,065; МC =3,12•0,065 =0,19 Н·м

Плоскость ХОZ:

Определяем реакции

Строим эпюру МY

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; МD = 0

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

Строим эпюру крутящих моментов МZ

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 · Rг = 0,83 · 0,31 · 1560 = 401Н

Определяем эквивалентную нагрузку

Pэкв = ( X · V · Rг + Y · R · Fб ) Kу · Kф (35)

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

Rг = 4080Kф = 1Kу = 1,3Fб2 = 1050

Pэкв = (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;

[ у ]см - допускаемое напряжение смятия,

[ у ]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. усм < [ 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 tм - температура масла,

0С;tв - температура окружающего воздуха, 0С

(кВт) - подводимая мощность;

з=0.95 - КПД редуктора.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи (Вт/м20С).

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-100оC. 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

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.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

    курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016

  • Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015

  • Кинематический и силовой расчеты привода ленточного транспортера, подбор электродвигателя, расчет зубчатой передачи. Определение параметров валов редуктора, расчет подшипников. Описание принятой системы смазки, выбор марки масла, процесс сборки редуктора.

    контрольная работа [981,3 K], добавлен 12.01.2011

  • Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.

    курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012

  • Критерии для выбора типа электродвигателя. Расчёт клиноременной передачи, призматических шпонок, валов, подшипника, зубчатой передачи. Выбор муфты и особенности смазки редуктора. Кинематический и силовой расчет привода согласно мощности электродвигателя.

    контрольная работа [1,9 M], добавлен 01.12.2010

  • Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. Определение размеров корпуса редуктора. Выбор смазки зубчатого зацепления. Проверочный расчет шпонок.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 12.12.2009

  • Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.

    курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014

  • Кинематический расчет привода электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет быстроходного и тихоходного валов, подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора, подбор муфты. Проверка прочности шпоночного соединения.

    курсовая работа [277,2 K], добавлен 12.06.2010

  • Описание привода, выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет передач. Предварительный расчет валов и выбор подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки и посадок для сопряжения основных деталей привода к маслораздаточной коробке.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 21.12.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.