Привод к смесителю кормов

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

Азово-Черноморская государственная агроинженерная академия

Факультет Агротехнологический Кафедра Т и ПМ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Привод к смесителю кормов

Выполнил Никитин А.А.

Руководитель Скворцов В.П.

Зерноград 2013 г.

Аннотация

В общей расчетной части проекта произведен кинематический расчет привода, расчет клиноременной передачи, расчет закрытой конической передачи, расчет валов.

Содержание

Введение

1. Схема и описание привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Кинематический расчет привода

2. Расчет передач

3.1 Расчет клиноременной передачи

3.2 Расчет закрытой конической передачи

4. Расчет валов

4.1 Проектный расчет валов

4.2 Проверочный расчет вала на статическую прочность

5. Выбор и проверка подшипников

6. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений

7.Проверочный расчет вала на усталость

8. Расчет и конструирование шкивов

9. Смазывание редуктора

10. Выбор муфты для постоянного соединения валов

Литература

Введение

Курсовой проект по «ДМ и ОК» выполняется с целью усвоение учебного материала и овладения методами расчета, проектирования и основ конструирования.

Проектирование и конструирование представляют собой творческий поиск оптимального варианта строительного синтеза механизма, материалов, форм и размеров деталей, а также установление взаимосвязи различных элементов для реализации требований технического задания с учетом достижений науки и техники и возможностей промышленности.

Важное место при решении вопросов механизации процессов в полеводстве, животноводстве, перерабатывающем производстве отводится средствам малой механизации, а в частности приводам.

Ускорение научно-технического прогресса в сельском хозяйстве, разработке и внедрению высокоэффективных машин, способствует улучшению теории, принципа работы, устройства машин и механизмов.

1. Схема и описание привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1. Привод к смесителю кормов

1. Электродвигатель

2. Клиноременная передача

3. Редуктор

4. Муфта

Мощность на валу смесителя -

Угловая скорость вала смесителя -

Опоры - подшипники качения,

Срок службы -

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Мощность двигателя определяется по формуле:

, (1.1)

где - мощность на выходном валу привода; ;

- коэффициент полезного действия привода, определяемый по формуле:

(1.2)

где - коэффициент полезного действия муфты; , /2/;

- коэффициент полезного действия клиноременной передачи; , /2/;

- коэффициент полезного действия конического редуктора; , /2/; - коэффициент полезного действия подшипника; , /2/; - количество пар подшипников; =2.

Подставив значения в формулу (1.2), получим:

Подставив полученное значение в формулу (1.1), получим:

По /2/ принимаем электродвигатель 4А132М6У3, для которого , .

Частота вращения выходного вала привода определяется по формуле:

, (1.3)

где - угловая скорость выходного вала; .

Тогда

1.2 Кинематический расчет привода

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле:

, (1.4)

где

Подставив данные значения в формулу (1.4), получим:

Принимаем передаточное отношение закрытой зубчатой передачи , /2/ Тогда передаточное отношение клиноременной передачи составит:

(1.5)

.

3. Расчет передач

3.1 Расчет клиноременной передачи

1) Исходные данные:

2) Схема передачи

Рисунок 2. Клиноременная передача

3) Для принимаем ремень нормального сечения типа Б () с кордтканевым сердечником, /2/.

4) Расчет диаметра шкивов:

· Диаметр ведущего шкива определяется по формуле:

, (1.6)

где - вращающий момент на валу ведущего шкива;

Подставив данное значение в формулу (1.6), получим:

Сравнивая полученный интервал значений с , /2/, принимаем по ГОСТ 17383-73 .

· Диаметр ведомого шкива определяется по формуле:

, (1.7)

где ;

- относительное скольжение ремня; , /1/.

Подставив данные значения в формулу (1.7), получим:

По ГОСТ 17383-73 принимаем

5) Уточним передаточное отношение:

Сравним данное передаточное отношение с найденным ранее:

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

6) Определим межосевое расстояние по формулам:

, (1.8)

где - высота сечения клинового ремня; ;

Тогда

Принимаем значение .

7) Определим расчетную длину ремня по формуле:

, (1.9)

Тогда

По ГОСТ 1284.1-80 принимаем .

8) Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня определяем по формуле:

, (1.10)

где

Подставив данные значения в формулу (1.10), получим:

9) Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива по формуле:

, (1.11)

где

Подставив данные значения в формулу (1.11), получим:

10) Определим фактическую скорость ремня по формуле:

, (1.12)

где

Подставив данные значения в формулу (1.11), получим:

11) Проверим ремень по числу пробегов по формуле:

, (1.13)

где

Подставив данные значения в формулу (1.13), получим:

12) Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем в проектируемых условиях по формуле:

, (1.14)

где - допускаемая мощность, передаваемая ремнем в средних условиях эксплуатации; , /2/;

- коэффициент режима работы; - работа односменная, /2/;

- коэффициент угла обхвата; - угол обхвата , /2/;

- коэффициент влияния центробежной силы; , /2/;

- коэффициент угла наклона передачи; =1- угол наклона , /2/;

- коэффициент числа ремней в передаче; принимаем , тогда =0,95;

- коэффициент, учитывающий отклонение принятой длины ремня от базовой; , /2/.

Подставив данные значения в формулу (1.14), получим:

13) Определим число ремней, необходимое для передачи заданной мощности по формуле:

(1.15)

где

Подставив данные значения в формулу (1.15), получим:

Принимаем число ремней

14) Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

(1.16)

где - площадь сечения ремня; ;

- напряжение от предварительного натяжения ремня; /2/.

Подставив данные значения в формулу (1.16), получим:

15) Определим окружную силу, приходящуюся на один ремень по формуле:

(1.17)

где

Подставив данные значения в формулу (1.17) получим:

16) Определим силу натяжения ведущей ветви одного ремня по формуле:

(1.19)

где

Подставив данные значения в формулу (1.19), получим:

17) Определим силу, действующую на валы в ременной передачи по формуле:

(1.20)

где

Подставив данные значения в формулу (1.20), получим:

18) Выполним проверочный расчет принятой ременной передачи по максимальным напряжениям в ремне по формуле:

(1.21)

где /2/,

- полезное напряжение от окружной силы:

, (1.22)

где

Подставив данные значения в формулу (1.22), получим:

- напряжение от центробежной силы:

(1.23)

где - плотность материала; ,/2/;

Подставив данные значения в формулу (1.23), получим:

- напряжение в ремне от его изгиба на ведущем шкиве:

(1.24)

где - модуль продольной упругости; /2/;

Подставив данные значения в формулу (1.24), получим:

Подставив полученные значения в формулу (1.21). получим:

Прочность принятых двух ремней сечения Б обеспечена.

привод вал подшипник редуктор

3.2 Расчет закрытой конической передачи

Рисунок 3 . Закрытая коническая передача

1) Исходные данные:

2) Так кА в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, предполагая мелкосерийное производство, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по /2/:

· Для шестерни сталь 40Х, твердость НВ=270;

· Для колеса сталь 40Х, твердость НВ=245.

3) Определим допускаемые контактные напряжения по формуле:

 (1.25)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

- коэффициент долговечности:

(1.26)

где - базовое число циклов; - при НВ=245, /2/;

- эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке:

(1.27)

где;

- число нагружений за один оборот; , /2/;

Подставив данные значения в формулу (1.27), получим:

Так как число циклов нагружения больше базового (), то согласно формуле (1.26) получаем , поэтому принимаем

- коэффициент безопасности; , /2/.

Подставив полученные значения в формулу (1.25), получим:

4) Определим внешний делительный диаметр колеса по формуле:

(1.28)

где;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; , /2/;

- приведенный модуль упругости для стальных колес; , /2/;

;;

- опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; , /2/;

- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию; , /2/.

Подставив данные значения в формулу (1.28), получим:

Принимаем по ГОСТ 12289-76

Сравниваем принятое стандартное значение с ранее полученным:

.

5) Принимаем число зубьев шестерни

6) Число зубьев колеса определяем по формуле:

 (1.29)

где

Тогда

Принимаем число зубьев колеса

7) Уточняем передаточное отношение закрытой конической передачи по формуле:

Сравнивая полученное значение с заданным, получаем:

.

8) Определим внешний окружной модуль по формуле:

(1.30)

где

Подставив данные значения в формулу (1.30), получим:

9) Уточняем значение по формуле:

,

.

Сравнивая полученное значение с ранее найденным, получим:

10) Определяем основные размеры шестерни и колеса:

· Определим внешнее конусное расстояние по формуле:

(1.31)

где

Подставив данные значения в формулу (1.31), получим:

· Определяем углы делительных конусов по формуле:

, (1.32)

где

Подставив данное значение в формулу (1.32), получим:

.

· Определим длину зуба по формуле:

(1.33)

где ,

Подставив данные значения в формулу (1.33), получим:

Принимаем

· Определяем внешний делительный диаметр шестерни по формуле:

(1.34)

где

Подставив данные значения в формулу (1.34), получим:

· Определяем внешнюю высоту головки зуба:

· Определяем внешнюю высоту ножки зуба:

· Определяем внешнюю высоту зуба:

· Определяем среднее конусное расстояние:

(1.35)

где

Подставив данные значения в формулу (1.35), получим:

· Определим средний делительный диаметр шестерни:

(1.36)

где

Подставив данное значение в формулу (1.36), получим:

· Определим внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев:

, (1.37)

где

Подставив данные значения в формулу (1.37), получим:

.

· Определим средний окружной модуль:

, (1.38)

где

Подставив данные значения в формулу (1.38), получим:

· Определим среднюю окружную скорость колес:

 (1.39)

где

.

Для этой скорости принимаем 9-ю степень точности изготовления колес, /2/.

11) Проверим зубья по контактным напряжениям по формуле:

(1.40)

где - коэффициент нагрузки:

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, (при ), /2/.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, ,/2/.

Тогда .

,

Подставив данные значения в формулу (1.40), получим:

12) Определим силы, действующие в зацеплении:

· Определим окружную силу по формуле:

(1.41)

где

Подставив данные значения в формулу (1.41), получим:

· Определим радиальную силу для шестерни и осевую для колеса по формуле:

(1.42)

где ,

Подставив данные значения в формулу (1.42), получим:

· Определим осевую силу для шестерни и радиальную для колеса по формуле:

(1.43)

где ,

Подставив данные значения в формулу (1.43), получим:

13) Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

(1.44)

где - коэффициент нагрузки,:

где- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев, , /2/;

- учитывает динамическое действие нагрузки, , /2/.

Подставив данные значения, получим:

- коэффициент формы зуба, выбираемый в зависимости от эквивалентного числа зуба:

- для шестерни:

При , /1/.

- для колеса:



При , /1/.

- допускаемое напряжение при изгибе:

, (1.45)

где - предел выносливости по напряжениям изгиба:

;

- коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

,

где - учитывает нестабильность свойств материала, , /2/;

- учитывает способ получения заготовки, . /2/.

Подставив данные значения, получим:

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, - нагружение в одну сторону, /2/;

- коэффициент долговечности, , /2/.

- для шестерни:

.

Тогда

.

- для колеса:

.

Тогда

Отношение для шестерни и для колеса .

Далее проверочный расчет проводим для зубьев колеса, так как

Подставив данные значения в формулу (1.44) получим:

Условие выполняется.

4. Расчет валов

4.1 Проектный расчет валов

1) Исходные данные:

Принимаем материал валов сталь - допускаемые напряжения при кручении, /2/.

Определим диаметры наиболее тонкой части валов по формуле:

- для шестерни:

.

Принимаем по стандартному ряду , /2/. Остальные диаметры вала принимаем, /2/: под уплотнение ; под подшипник ; под шестерню конструктивно ; промежуточный диаметр .

Рисунок 4. Ведущий вал редуктора

для колеса:

Принимаем по стандартному ряду , /2/. Остальные диаметры вала принимаем, /2/: под уплотнение ; под подшипник ; под колесо конструктивно ; .

Рисунок 5. Ведомый вал редуктора

4.2 Проверочный расчет вала на статическую прочность

1) Исходные данные:

2) Определяем длины участков вала:



где - ширина шкива, ;

- расстояние под лабиринтовое уплотнение, /2/;

- ширина подшипника:

.

a)

Принимаем

- расстояние между боковой поверхностью шестерни и внутренней стенкой корпуса,

(определяется замером).

;



Определим реакции в опорах в вертикальной плоскости:



Проверка:

Условие выполняется.

Определим изгибающие моменты в сечениях вертикальной плоскости:

Определим реакции в опорах в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Условие выполняется.

Определим изгибающие моменты в сечениях горизонтальной плоскости:

Определим суммарные изгибающие моменты:

Определим расчетные моменты:

Определение диаметров вала в опасных сечениях проводим из условия прочности:



где - допускаемые напряжения для материала вала, , /2/.

В сечении «А»

Принимаем

В сечении «В»

Принимаем

В сечении «D»

Принимаем

5. Выбор и проверка подшипников

Рисунок 6. Подшипник качения

1) Исходные данные:

Суммарная величина реакций опор (нагрузка на подшипники) равна:

2) Расчет проводим по наиболее нагруженной опоре В.

При принимаем подшипники качения и проверяем их по динамической грузоподъёмности С.

Так как отношение , выбираем радиальные шариковые подшипники.

Принимаем шариковые радиальные подшипники 4тяжелой серии при № 409, для которого: /2/.

Определим расчетную долговечность принятого подшипника по формуле:

, (1.49)

где - эквивалентная нагрузка:

, (1.50)

где - коэффициент радиальной нагрузки, ,/2/;

- коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается, ,/2/;

- коэффициент динамичности нагрузки воспринимаемой приводом, , /2/;

- температурный коэффициент, , /2/.

Подставив данные значения в формулу (1.47), получим:

Тогда

Расчетная долговечность:

Для ведомого вала назначаем подшипники такого же типа тяжелой серии.

6. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем призматические шпонки. Размеры сечений шпонок, пазов длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Действительные напряжения смятия определяем из условия прочности:

, (1.51)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

Выбираем размеры шпонок и проверяем их на смятие, /2/:

a) соединение шкива ременной передачи свалом:

диаметр вала ; сечение шпонки ; глубина паза вала ; глубина паза втулки ; длина шпонки ; момент .

Подставив данные значения в формулу (1.51), получим:

b) соединение шестерни конической передачи с валом:

диаметр вала ; сечение шпонки ; глубина паза вала ; глубина паза втулки ; длина шпонки ; момент .

Подставив данные значения в формулу (1.51), получим:

c) соединение колеса конической передачи с валом: диаметр вала ; сечение шпонки ; глубина паза вала ; глубина паза втулки ; длина шпонки ; момент .

Подставив данные значения в формулу (1.51), получим:

d) проверяем шпонку под муфтой:

диаметр вала ; сечение шпонки ; глубина паза вала ; глубина паза втулки ; длина шпонки ; момент .

Подставив данные значения в формулу (1.51), получим:

7. Проверочный расчет вала на усталость

1) Предел прочности Ст. 45 . Предел выносливости при симметричном цикле изгиба . Принимаем .

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений . Принимаем .

В соответствии с эпюрами моментов и концентраторами напряжений определяем, что опасными сечениями являются сечения «А» и «В».

В сечении «А»

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям находим по формуле:

, (1.46)

где - масштабный фактор для нормальных напряжений, ,/2/;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, , /2/;

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

, (1.47)

где ;

- осевой момент сопротивления:

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, , /2/;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, , /2/;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, для сечения, нагруженного осевой силой:

Подставив полученные значения в формулу (1.46), получим:

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

, (1.48)

где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, , /2/;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, , /2/;

- масштабный фактор для касательных напряжений, ,/2/;

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

,

где ;

- момент сопротивления кручению:

.

Подставив данные значения в формулу (1.48), получим:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения «А»:

Условие прочности выполняется. В сечении «В»

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям находим по формуле:

,

где - масштабный фактор для нормальных напряжений, ,/2/;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, , /2/;

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

,

где .

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, , /2/;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, , /2/;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, для сечения, нагруженного осевой силой:

Подставив полученные значения, получим:

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

,

где ;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, , /2/;

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

,

где ;

Подставив данные значения в формулу (1.48), получим:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения «А»:

Маленький коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр под подшипник не намного больше рассчитанного.

8. Расчет и конструирование шкивов

Рисунок 7. Шкив клиноременной передачи. - ширина шкива:

где - число ремней; ;

/2/;

, /2/;

Подставив данные значения в формулу , получим:

- толщина диска:

где- толщина обода чугунных шкивов передач:

где , /2/.

Подставив данное значение в формулу , получим:

Принимаем

Подставив данное значение в формулу , получим:

Принимаем

9. Смазывание редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

При контактных напряжениях и средней скорости вязкость масла должна быть приблизительно равна , /1/. Принимаем масло индустриальное И - 30А ( по ГОСТ 20799 - 75^*), /1/.

При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимаем из расчета - масла на 1 кВт предаваемой мощности.

Тогда при

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази принимаем - солидол марки УС - 2, /1/.

10. Выбор муфты для постоянного соединения валов

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента:

При ;

Принимаем муфту: .

Выбираем: Муфта фланцевая 2500 - 75 - 1 ГОСТ 20761 - 80

Литература

1. Н.И. Шабанов. Расчет механических приводов мобильных машин и стационарного оборудования сельскохозяйственного назначения. Учебное пособие. - Зерноград: ФГОУ ВПО АЧГАА, 2004.- 189 с.

2. С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru