Проектирование привода к мешалке
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
.1 Подбор электродвигателя
Мвых = , (1)
Мощность на выходном валу
Nвых = (2)
Nвых = =300∙70/9.55=2198Вт
=2,198кВт
Определяем общий КПД привода
ηобщ = ηред · ηр · ηпкm , (3)
ηобщ = ηред · ηр · ηпкm = 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 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.
[σ] - предел
контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу
нагружений.
σ = 2НВ + 70
шестерня [σno1] = 2НВ1
+ 70 = 530МПа
колесо [σno2]= 2НВ2
+ 70 = 450МПа
Шестерня
[σ] =
колесо [σ] =
За расчетное допускаемое напряжение
принимаем меньшее значение из полученных.
σпр1 = ([σn1] + [σn2]) · 0,45 =
(481,8 + 409,1) · 0,45 = 401МПа
σпр2 = 1,26 · [σn2] = 1,26 ·
409,1 = 515,5МПа
следовательно принимаем σпр = 401МПа
.2 Проектный расчет передачи
Межосевое расстояние для косозубой
передачи определим по формуле
a = , где (9)
Ка = 43-для косозубой
передачи
КНВ = 1,2
ΨВА = 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 β =
10º, cos10º = 0,9848
Суммарное число зубьев
zΣ = (10)
Уточняем угол β'
cos β = (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 = ψ · aw = 0,4 · 150
= 60мм (17)
bw1 = bw2 + 4 = 64мм
(18)
.4 Определение усилий, действующих в
зубчатом зацеплении
В косозубом зацеплении сила
нормального давления раскладывается на три составляющие:
окружное усилие
(19)
радиальное усилие
(20)
α = 20º - 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
Σn = ,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.
zΣ -
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
εα -
коэффициент торцевого перекрытия.
Коэффициент осевого перекрытия
(23)
Для косозубых εβ ≥ 0,9
(24)
ΨВА = => Ψbd = ,
тогда из табл. [2] определяем
КHβ = 1,25 ; КFβ = 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
σu -
коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи
по [2] таб.5.12 σu =0,002
g0 =56 ; v = 1.1м/с
σ0 -
коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса по
[2] таб.5.15 σ0 =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)
σН < σup =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
σF < σкp
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.
.1 Проектировочный расчет валов
Предварительный расчет валов
проводится по формуле:
d = ; (32)
где М - момент на валу,
[τ]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
|
|
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
|
.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
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 · Rγ = 0,83 ·
0,31 · 1560 = 401Н
Определяем эквивалентную нагрузку
Pэкв = ( X · V · Rγ + Y · R · Fα ) Kσ · Kτ (35)
X = 1V = 0,7Y = 1,937
Rγ = 4080Kτ = 1Kσ = 1,3Fα2 = 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;
[ σ ]см
- допускаемое напряжение смятия,
[ σ ]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. σсм < [ σ ]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; 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;
η=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-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.
) Воробьёв Ю.В., Ковергин
А.Д., Родионов Ю.В.,Галкин П.А. «Детали машин» Учебно-методическое пособие.
Тамбов. 2004 - 96с
) Курсовое проектирование по
деталям машин. С.А. Чернавский. Учеб. пособие для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов. - М.: Машиностроение, 1988 - 416с.
) Атлас конструкций