Разработка привода к шнеку-смесителю

Разработка привода к шнеку-смесителю

техническое задание на курсовую работу

Разработать привод к шнеку-смесителю 1, состоящий из электродвигателя 2, одноступенчатого редуктора 3 с цилиндрической передачей, соединенных между собой муфтами 4.

Кинематическая схема привода.

Исходные данные для проектирования.

1.       Мощность на ведомом валу Р2 − 1,4 кВт;

2.       Частота вращения ведомого вала n2 − 280 мин-1;

.        Синхронная частота вращения вала электродвигателя nc − 1000 мин-1;

.        Материал зубчатых колес и валов редуктора − конструкционная сталь 45, термообработка − улучшение.

.        Срок службы привода Lh − 20000 час.

Содержание

Введение

. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

. Проектный расчет зубчатой передачи

. Проверочный расчет зубчатой передачи

. Определение нагрузок на валах редуктора

. Проектный расчет валов редуктора и предварительный выбор подшипников качения

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

. Проверочный расчет быстроходного вала

. Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

. определение толщины стенки редуктора и его конструктивных элементов

. выбор масла и системы смазки редуктора

. расчет шпоночного соединения вала и его колеса

Список литературы

Введение

В данной курсовой работе мной рассчитывается привод рабочей машины − шнека-смесителя, с заданной мощностью и частотой вращения рабочего вала. Привод рабочей машины состоит из электродвигателя, зубчатого колесного редуктора и соединительных муфт.

Зубчатый редуктор предназначен для получения на рабочем валу необходимой частоты вращения и увеличения крутящего момента от двигателя, что позволяет применять двигатели с меньшей мощностью. Редуктор имеет достаточно большую надежность и долговечность.

Целью курсовой работы является определение параметров зубчатой передачи колесного редуктора. Рассчитываются диаметры валов по условию прочности, выбираются подшипники, определяются размеры корпуса редуктора и его элементов. Выбирается компоновка редуктора и система смазки.

На основании расчетов строится сборочный чертеж редуктора.

Конструктивные размеры стандартных элементов редуктора принимаются на основании ГОСТов.

1.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определяем общий коэффициент полезного действия

где    − коэффициент полезного действия закрытой передачи; = 0,97

− коэффициент полезного действия муфты;  = 0,98

− коэффициент полезного действия подшипников качения;

= 0,99

Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:

 кВт.

Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт :

,2 кВт  1,53 кВт.

Выбираем тип двигателя [1, стр.406, табл.К9].

Принимаем тип двигателя: 4АМ100L6У3 с номинальной частотой nном = 950 об/мин., как наиболее выгодный по мощности, передаточному числу и габаритам.

Определяем передаточное число для всех приемлемых вариантов типа двигателя:

Принимаем стандартное uзп = 4.

Определяем силовые и кинематические параметры привода

Мощность на валах Р, кВт:

Рдв = 1,53 кВт

 кВт;

 кВт;

 кВт.

Частота вращения валов n, об/мин:

n1 = nном =950 об/мин;

об/мин;

nрм = n2 =238 об/мин.

Угловые скорости валов :

 1/с;

=99,43 1/с;

1/с;

24,85 1/с.

Вращающие моменты валов Т, Н∙м:

;

Т1 = Тдв ∙∙ =15,39∙ 0,98 ∙ 0,99 =14,93 Нм;

=14,93∙ 4∙ 0,97 ∙ 0,99 =57,35 Нм;

 =57,35∙ 0,98∙ 0,99 =55,67 Нм.

Силовые и кинематические параметры привода

Таблица 1

Силовые и кинематические параметры привода.

. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем твердость материала шестерни и колеса при этом НВ1 ср - НВ2 ср = 20 … 50:

Колесо - сталь 45; твердость (235 … 262) НВ2; НВ2ср=248,5

Термообработка - улучшение. Заготовка колеса Sпред  80 мм

Шестерня - сталь 45; твердость(269 … 302) НВ1; НВ1ср=285,5

Термообработка - улучшение. Заготовка шестерни Dпред  80 мм

Определение допускаемых контактных напряжений [] Н/мм2:

а) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса

=1 и =1, т. к. N1 > Nно1 и N2 > Nно2,

где    N1 и N2 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы шестерни и колеса;

Nно1= 22,5 ∙106 и Nно2 = 16 ∙ 106 - число циклов перемены напряжений.

N1 = 573 = 573 ∙ 99,43 ∙ 20 ∙ 103 = 113,4∙ 107

N2 = 573 ∙= 573 ∙ 28 ∙ 20 ∙ 103 =32∙ 107

б) Определяем допускаемые контактные напряжения при Nно1 и Nно2:

[]но1 = 1,8 НВ1 ср + 67= 1,8 ∙ 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2

[]но2 = 1,8 НВ1 ср + 67      = 1,8 ∙ 248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

[]н= К[]но= 1 ∙ 580,9 = 580,9 Н/мм2.

[]н= К[]но= 1 ∙ 514,3 = 514,3 Н/мм2.

Определяем допускаемые напряжения изгиба []F1, Н/мм2

а) Коэффициент долговечности =1 и =1, т. к. N1 > NFO и N2 > NFO

где NFO = 4 ∙ 106 циклов

б) Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений: []FO, H/мм2

[]FО= 1,03 ∙ НВ1 ср = 1,03 ∙ 285,5 = 294,1 Н/мм2

[]FО= 1,03 ∙ НВ2 ср= 1,03 ∙ 248,5 = 255,9 Н/мм2

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба []F, Н/мм2

[]F= КFL[]FО= 1 ∙ 294,1 = 294,1 Н/мм2.

[]F= КFL[]FО= 1 ∙ 255,96 = 255,9 Н/мм2

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Таблица 2

Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем главный параметр - межосевое расстояние аw, мм:

где    Ка = 43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

 - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28 … 0,36;

[]н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1.

Принимаем аw = 80 мм.

Определяем модуль зацепления m, мм:

m

где  Кm = 5,8 - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач;

d2 = - делительный диаметр колеса, мм;

d2 =  мм

b2 = - ширина венца колеса, мм;

b2 = 0,32 ∙ 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.

 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2.

mмм;

Значение модуля m округляем до стандартного m = 1мм.

 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

= arcsin = ;

Принимаем =8о .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z

Где Z1 - число зубьев шестерни;

Z2 - число зубьев колеса.

Z

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, Z= 158

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Z1 =  =

Значение Z1 округляем до ближайшего целого наименьшего числа; Z1 = 31

Z2 = Z =158-31=127

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение  от заданного u:

uф =  =

u=

u = , что удовлетворяет требованию.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

 мм

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Определяем основные геометрические параметры шестерни, мм:

а) делительный диаметр:

мм;

б) диаметр вершин зубьев:

мм;

в) диаметр впадин зубьев:

мм;

г) ширина венца: b1= b2 + (2…4) мм;

мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса, мм:

а) делительный диаметр:

мм;

б) диаметр вершин зубьев:

мм;

в) диаметр впадин зубьев:

мм;

г) ширина венца: b2 == 0,32 ∙ 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.

. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проверяем межосевое расстояние:

aw =  = ;               Принимаем аw = 80 мм.

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес:

Dзаг

где    и - предельные значения.

Диаметр заготовки шестерни:

Dзаг = da+ 6 мм = 33,4+ 6 = 39,4 мм.

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

Sзаг = b+ 4 мм = 25+ 4 =29 мм;

Dзаг = 39,4;

Условие пригодности заготовок колес соблюдается

Проверяем контактные напряжения  Н/мм2:

где     К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376.

Ft - окружная сила в зацеплении, H:

Ft= =  Н.

Кнα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи. Степень точности равна 8 [1,с. 64, табл. 4.2].

Определяем окружную скорость колес , м/с:

=          = м/c

По полученным данным Кнα =1,06 [1,с. 66, рис.4.2];

Кнυ - коэффициент динамической нагрузки; Кнυ = 1,03 [1,с.64, табл. 4.3].

− коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1

 Н/мм2

Определяем фактическую недогрузку или перегрузку передачи:

= ;   =

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм2:

= YF2 Y

где YF2 - коэффициент формы зуба колеса; определяем по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса  при    Принимаем YF2 = 3,6 [1, стр.67, табл. 4.4];

Y − коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y= 1 −  = 1 - 90/1400 = 0,936;

КF− коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач КF= 1 [1, стр.66, п. 14 (б)];

КF− коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; для прирабатывающихся зубьев КF=1;

КF− коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; принимаем КF= 1,07 [1, стр. 64, табл. 4.3].

 Н/мм2, что удовлетворяет:

где YF1 - коэффициент формы зуба шестерни при

принимаем YF1 = 3,78 [1,стр. 67, табл. 4.4];

 Н/мм2.

Определяем фактическую недогрузку или перегрузку шестерни

.

4.7 Определяем фактическую недогрузку или перегрузку колеса

.

Таблица 3

Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проверочный расчет

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ВАЛАХ РЕДУКТОРА

Окружная сила:

На колесе:

Ft2=Н.

На шестерне:

Ft1 = Ft2 =891,91 H.

Радиальная сила:

На колесе:

Fr2 =Н.

На шестерне:

Fr1 = Fr2 =328,74 H.

Консольные силы муфт:

На быстроходном валу:

Fm1 = 50=50 Н.

На тихоходном валу:

Fm2=125 H.

Осевая сила Fа, Н:

На колесе:

Fа2 = Ft2 · tg = 891,91· tg 9˚= 141,26 H.

На шестерне:

Fа1 = Fа2 = 141,26 Н.

Рис1. Схема нагружения валов.

Таблица 4

Нагрузки на валах

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Выбираем материал валов:

Сталь 45,  Н/мм2,  Н/мм2,  Н/мм2

Выбираем допускаемые напряжения на кручение:

Н/мм2;    25 Н/мм2.

Определяем геометрические параметры ступеней валов.

Вал шестерни - быстроходный.

-я ступень под муфту:

зубчатый передача вал редуктор

;       Принимаем d1= 16 мм.

L1=(1,0 … 1,5) d1= 1,2 ∙ 16 = 19,2 мм;      Принимаем L1= 19 мм.

-я ступень под подшипник:

где    t - Высота буртика [1, 113с., табл. 7.1].

мм;             Принимаем d2=20 мм.

L2мм.

-я ступень под шестерню:

где r = 2 мм размер фаски под подшипник       [1, 113с., табл. 7.1.]

  мм;                  Принимаем  = 26 мм

L− определяем графически

-я ступень под подшипник:

d4 = d2 = 20 мм.

 мм

где B - ширина подшипников, В = 15 мм [1,432с., табл. К27];

L4 = мм.

Вал тихоходный.

-я ступень под муфту:

 мм;        Принимаем d1= 23 мм.

L1=(1.0 … 1.5) d1= 1,2 ∙23= 27,6 мм;                 Принимаем L1= 28 мм.

-я ступень под подшипник:

мм;             Принимаем d2=30 мм.

  мм;           Принимаем L2= 40 мм.

-я ступень под колесо:

 мм.

L-определяем графически.

-я ступень под подшипник:

d4 = d2 = 30 мм

 мм;        Принимаем мм.

Таблица 5

Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники.

Вал Материал - сталь 45 = 780…890 Н/мм2

  1

.ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Определяем наружный диаметр ступицы, dст, мм:

dст = (1,55 . . . 1,6)d3 =мм;    Принимаем dст =55 мм.

Определяем длину ступицы, ст, мм:

cт = (1,1 . . . 1,5) d3= мм;     Принимаем  =40 мм.

Определяем зазор между стенками корпуса редуктора и вращающихся поверхностей колеса, x:

L = da1+da2= 33,4+130,6=164 мм;

мм;                  Принимаем х = 8 мм.

Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса, f, мм:

f = D/2 + x

где    D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала;

f =52/2 +8= 34 мм.

8.Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Определяем реакции в подшипниках.

Дано: Ft1=891,91 H, Fr1=328,74 H, Fa1=141,26 H, Fм1=193,2 H,

d1=31,4 мм, lб=81 мм, lм=45,5 мм

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции, Н:

; − − Fr1 RВy=0

RВУ=

; − RАy −  + Fr1

RАy=

Проверка: ;

RАy − Fr1+ RВУ=0

,99−328,74+191,75 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных точках 1…4; Н∙м:

Мх1=0; Мх2 = 0;

Мх3 = RАy

 Мх3 = RВУ

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции, Н:

=

RАx=

Проверка:

+ RАx- +Rвх=0

,2+144,23−891,91+554,48 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных точках 1…4; Нм:

Му1=0; Му2 =

Му4 = 0; Му3= Rвх  

Строим эпюру крутящих моментов Нм:

Мк = Мz==14 Нм.

Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

RА=

RВ =

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

М2= Му2 = 8,79 Нм;

М3=

Рис 2. Эпюры изгибающих и вращающих моментов на быстроходном валу.

. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм²:

,

где    М − суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н.м;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;

При  концентратором напряжений является переход галтелью.

;

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла τа равна половине расчетных напряжений кручения τк:

,

где    Мк - крутящий момент, Нм;

Wρнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;

Wρнетто для вала-шестерни:

;

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала:

; ,

где Кσ и Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF - коэффициент влияния шероховатости;

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, т.к. вал без поверхностного упрочнения, то Ку=1.

Выбираем значения коэффициентов из табл.11.2.;11.3.;11.4.;11.5.[1]

; .

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

; ,

где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.

σ-1 находится по таблице 3.2.[1]; τ-1 = 0,58 σ-1.

; .

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

; .

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

;

.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Проверочный расчет подшипников быстроходного вала.

Определяем отношения:

где    V - коэффициент вращения, V = 1; [1, 143с., табл. 9.1]

Rr − суммарная радиальная реакция.

Определяем отношения:

Через интерполирование находим е и У:

е =0,3; У= 1,81

По отношениям  и выбираем соответствующие формулы для определения :

, Н

где    Кб - коэффициент безопасности, Кб = 1,2        [1, 142с., табл. 9.4]

КT - температурный коэффициент, КТ = 1                [1, 142с., табл. 9.1]

Х=0,56− для радиальных шарикоподшипников

  Н

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :

где    m = 3 для шарикоподшипников.

 Н15900 Н

Определяем долговечность подшипника:

 =  Подшипник пригоден.

Таблица 5

Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников.

11. определение толщины стенки редуктора и его конструктивных элементов

Рассчитываем толщину стенок корпуса и ребер жесткости редуктора δ, мм:

мм.

мм;                  Примем δ = 6мм.

Рассчитываем подшипниковые бобышки:

Внутренние диаметры бобышек равны диаметрам внешних колец подшипников:

DБ= 52мм; DТ= 72мм.

Внешние диаметры:

мм;

мм.

Рассчитываем длину гнезда:

где    h − высота крышки.                                 [1, 418с., табл. К18]

мм;

мм.

Рассчитываем фланцевые соединения:

Конструктивные размеры фланцев принимаются в зависимости от размеров болтов и винтов используемых для соединения. Размеры болтов принимаются в зависимости от межосевого расстояния редуктора [1, 233с., табл. 10.17].

Первый фланец, для крепления корпуса к станине, используется болт М12 ГОСТ 7787-70. Высота фланца:

h1= 2,4δ= 2,4∙6 = 14,4мм.

К1= 32 мм, − ширина фланца;

Ширина опорной поверхности:

мм.

Второй фланец, для соединения подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса. Используем винт М10 ГОСТ 11738-84. Высоту фланца примем равной половине внешнего диаметра бобышки подшипника быстроходного вала, по всей длине корпуса редуктора:

h2= 35мм.

n2= 3, − количество винтов на одну сторону редуктора;

К5= 22мм.

Пятый фланец − под крышку смотрового люка. Используем винт М5 ГОСТ 17473-84. Высота фланца: h5= 3мм. Размеры сторон фланца, n5 и l5 устанавливаются конструктивно.

Для предотвращения смещения элементов корпуса при затяжке резьбовых соединений используем цилиндрические установочные штифты размером 6х20мм ГОСТ 3128-70 установленных горизонтально.

Проушины выполняются монолитно с крышкой. Толщину ребра проушин примем: мм.

12. выбор масла и системы смазки редуктора

Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.

Масло выбирается в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости зубчатого колеса.

 м/с.

Сорт масла выбираю - Индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87.

где    И − индустриальное;

Г − для гидравлических систем;

А − масло без присадок.

Для контроля уровня масла применяем жезловый маслоуказатель установленный в нижней части корпуса.

При работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач, и его сливают и меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Во избежание этого существует отдушина в верхней части корпуса редуктора, закрываемая пробкой.

Смазывание подшипников происходит из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образованием масляного тумана и растекания масла по валам.

В качестве уплотнения у входного и выходного валов применяю манжеты.

13. расчет шпоночного соединения вала и его колеса

Для крепления зубчатого колеса на тихоходном валу используем призматическую шпонку 10х8х32 мм (bxhxl) ГОСТ 23360-78 со скругленными концами.

Из условия прочности

где    Т - крутящий момент на валу, Н;

d - посадочный диаметр под колесо, мм;

отсюда рабочая длина шпонки:

;

=130МПа.

Шпонка 10х8х32 ГОСТ 23360-78 удовлетворяет условию прочности.

Материал для изготовления шпонки − сталь 45.

Список литературы

1. А.Е.Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин». - М.: «Высшая школа»,- 1991г.

. М.Н.Иванов и др. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 1991г.

. А.А.Эрдеди, Н.А.Эрдеди. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 2002г.

. А.В. Кузьмин и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: «Высшая школа»,-1982г.

. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г.