Привод барабанного смесителя

Привод барабанного смесителя

Введение

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

1.      Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определение требуемой мощности электродвигателя по формуле [1]

вх(1)=Pвых/ (1.1)

где - мощность на выходном валу, кВт;

коэффициент полезного действия привода.

 (1.2)

где - коэффициенты полезного действия цепной передачи, закрытой цилиндрической передачи, муфты и подшипников соответственно.

По справочным таблицам [1] выбираем

=

вх(1)=10•103/0,885=11,299•103 Вт

Выбираем электродвигатель по условию [1]

дв >Pвх(1) (1.3)

где - мощность стандартизированного электродвигателя, кВт.

Выбираем по [1] электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 180M8, с номинальной частотой вращения 750 об/мин, номинальной мощностью Pдв =15кВт.

1.1 Определение передаточного числа редуктора и его ступеней

Общее передаточное число Uобщ вычисляем по формуле [1]

общ = n1 / n2, (1.4)

где n1 - частота вращения двигателя- частота вращения выходного валаобщ = 730 / 50 =14,6

общ = Uц.п.* Uред. * Uм (1.5)

где Uред - передаточное число редуктора;ц.п - передаточное число клиноременной передачи, Uрп =4 [1];м - передаточное число муфты, Uм =1

Из формулы (1.5) выражаем Uред

ред = Uобщ / Uр.п. * Uм, (1.6)

ред = 14,6/4 1=3,65

Выбираем передаточное число редуктора из стандартного ряда передаточных чисел[1]ред = 4

1.2    Определение кинематических параметров редуктора

Частота вращения звёздочки определиться

дв = nз =730 об/мин (1.7)

Частота вращения быстроходного вала n1, об/мин определится по формуле[1]

= nз / Uц.п, (1.8)

= 730 / 4=182,5 об/мин= nвых=50 об/мин

Угловая скорость звёздочки ωз, рад/с, определится по формуле [1]

ωз=π nз /30, (1.9)

ωз=3,14 730/30=76,4 рад/с

Угловая скорость быстроходного вала ω1, рад/с, определится по формуле [1]

ω1=π n1/30, (1.10)

ω1=3,14 182,5/30=19,10 рад/с

Угловая скорость тихоходного вала ω2, рад/с, определится по формуле [1]

ω2=π n2/30, (1.11)

ω2=3,14 50/30=5,23 рад/с

Крутящий момент шкива Tз, Н м, определится по формуле [1]

з=Рдв /ωз, (1.12)

з=15000/ 76,4=196,3 Н м

Крутящий момент на входном валу T1, Н м, определится по формуле [1]

= Tз Uр.п ηр.п ηподш, (1.13)

=196,3 4 0,95 0,99=738,5 Н м

Крутящий момент на выходном валу T2, Н м, определится по формуле [1]

= T1 Uред ηред ηподш, (1.14)

=738,5 4 0,97 0,99=2836,73 Н м

2. Расчет передачи с гибкой связью

Диаметр ведущего шкива d1, мм, определяем по формуле [1]

≈ 3-4, (2.1)

d1≈ 3-4 =176-231,44 мм

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]=224 мм

Диаметр ведомого шкива d2, мм, определяем по формуле [1]

= d1 Uр.п (1-ε), (2.2)

где ε-относительное скольжение ремня, ε=0,015 [1].

d2= 224 4 (1-0,015)=882,56 мм

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]=900 мм

Определяем фактическое передаточное число U’р.п открытой передачи

’р.п = d2/ d1 (1 - ε), (2.3)

’р.п = 900/ 224 (1 - 0,015)=4,08

Отклонение передаточного числа

∆Uр.п = (U’р.п - Uр.п)/ Uр.п 100%<5% (2.4)

Межосевое расстояние а, мм, определится по формуле [1]

а=0,55 (d1+d2), (2.5)

а=0,55 (224+900)=800 мм

Угол обхвата малого шкива, град, определится по формуле [1]

α1=1800 - 57 (d2 - d1)/а, (2.6)

α1=1800 - 57 (900 - 224)/823=165,60

Длина ремня L, мм, определится по формуле [1]

= 2a+0,5π (d1+d2)+(d2 - d1) 2 /4а, (2.7)

= 2 800+0,5 3,14 (224+900)+(900 - 224) 2 /4*800=3550 мм

Скорость ремня v, м/с, определится по формуле [1]

=0,5 1000, (2.8)

=0,5 76,4 224 1000=8,55 м/с

Число ремней Z, определяется по формуле[1]

=15  (2.9)

Окружная сила Ft, Н, определится по формуле [1]

= Pдв/v, (2.10)

= 11000/14,65=750 Н

Предварительное натяжение ремня Fo, Н, определится по формуле [1]

Fo=850  (2.16)

=529

Натяжение ведущей ветви ремня F1, Н, определится по формуле [1]

= Fo+0,5 Ft, (2.17)

= 766,6+0,5 750= 1141,8 Н

Натяжение ведомой ветви ремня F2, Н, определится по формуле [1]

= Fo - 0,5 Ft, (2.18)

=766,8 - 0,5 750 = 391,8 Н

Напряжение от силы натяжения ведущей ветви ремня σ1, Н/мм2, опреде-лится по формуле [1]

σ1 = F1/b δ, (2.19)

σ1 =1141,8 /71 6=2,68 Н/мм2

Напряжение от центробежной силы σv, Н/мм2, определится по формуле [1]

σv =ρ v2 10-6, (2.20)

где ρ - плотность ремня, ρ=1200 кг/м3 [1].

σv =1200 14,652 10-6=0,257 Н/мм2

Напряжение изгиба σи, Н/мм2, определится по формуле [1]

σи =Еи δ/d1, (2.21)

где Еи=150 Н/мм2 для резиновых ремней [1].

σи =150 6/280=3,2 Н/мм2

Максимальное напряжение σmax, Н/мм2, определится по формуле [1]

σmax = σ1 + σи + σv (2.22)

σmax = 2,68 +3,2 +0,257=6,137 Н/мм2

Проверим выполнение условия

σmax ≤ 7 Н/мм2 (2.23)

,137 Н/мм2 ≤ 7 Н/мм2 - условие выполнено.

Число пробегов за секунду λ определится по формуле [1]

λ= v/L, (2.24)

λ= 14,65/6,04= 2,42

Коэффициент Сu, учитывающий влияние передаточного отошения Uотк.п определится по фрмуле [1]

Сu≈  (2.25)

Сu≈ =1,66

Долговечность ремня Но, ч, определится по формуле [1]

Но =,  (2.26)

где =1 при постоянной нагрузке [1];

≤ 7 [1].

Но =

Нагрузка на валы передачи, Н, определится по формуле [1]

 (2.27)

3. Расчет зубчатых колес редуктора

.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса и шестерни

Выбираем марку стали для шестерни: Сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB1 230; для колеса выбираем Сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ2 200 [1]

Предел контактной выносливости шестерни, Н/, определится по формуле [1]

 (3.1)

σH lim b1 =2 * 230 + 70=415 Н/

Предел контактной выносливости колеса, Н/, определится по формуле

 (3.2)

σH lim b2 =2 * 200 + 70=360 Н/

Допускаемое контактное напряжение для шестерни [, Н/, опре-делится по формуле [1]

[= =, (3.3)

где - коэффициент долговечности шестерни, [1];

[ =530*1/1,75=237 Н/

Допускаемое контактное напряжение для колеса [, Н/, опреде-лится по формуле

[==, (3.4)

где - коэффициент долговечности колеса, [1].

[=470*1/1,75=206 Н/

Среднее допускаемое контактное напряжение [, Н/,, Н/, определится по формуле [1]

[=0,45[), (3.5)

[=0,45(481.8+427.2)=410 Н/

Проверим выполнение условия

[≤1,23[, (3.6)

где [= [.

(Н/) ≤ 1,23427.2=525,45 Н/410 (Н/) ≤ 1,23 427.2=525,45 Н/ - условие выполнено.

3.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние, мм, определится по формуле [1]

 (3.7)

где - вспомогательный коэффициент, =43 [1];

- коэффициент величины зуба по межосевому расстоянию, =0,4;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,25 [1].

Полученное значение межосевого расстояния округляем по [1] до ближайшего стандартного значения =355 мм.

Модуль зацепления m, мм, определяем по формуле [1]

m_n=(0,01÷0,02), (3.8)

m_n=(0,01÷0,02)355=3,55÷7,1мм

Выбираем модуль из стандартного ряда [1] mn=4 мм

Число зубьев шестерни определится по формуле [1]

 (3.9)

где -угол наклона зубьев, град, =10⁰ [1].

Принимаем =35

Число зубьев колеса определится по формуле [1]

= z₁ U_ред, (3.10)

= 354=140

Принимаем =132

Уточняем значение угла наклона зубьев, град, по формуле [1]

 (3.11)

=9,627^o

Фактическое передаточное число Uф определится по формуле [1]

U_ф =  (3.12)

U_ф=

Проверим выполнение условия

(U_ф-U_ред/U_ф)100%2,5% (3.13)

(4-4/4)100% = 0%2,5% - условие выполнено

Окружная скорость колес определяется по формуле [1]

 (3.14)

Назначаем 8 степень точности по[1].

3.3 Определение геометрических параметров

Делительный диаметр шестерни, мм, определится по формуле [1]

 (3.15)

Делительный диаметр колеса , мм, определится по формуле [1]

 (3.16)

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни , мм, определится по формуле [1]

 (3.17)

 мм

Диаметр окружности вершин зубьев колеса , мм, определится по формуле [1]

 (3.18)

мм

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни , мм, определится по формуле [1]

= (3.19)

=

Диаметр окружности впадин зубьев колеса , мм, определится по формуле [1]

= (3.20)

Высота головки зуба , мм, определится по формуле [1]

=m (3.21)

=4 мм

Высота ножки зуба , мм, определится по формуле [1]

=1,254=5 мм

Высота зуба h, мм, определится по формуле [1]

h=2,25m (3.23)

h=2,254=9 мм

Ширина венца колеса , мм, определится по формуле [1]

 (3.24)

мм

Ширина венца шестерни , мм, определится по формуле [1]

 (3.25)

 мм

.4 Силы в зацеплении

Окружная сила , Н, определится по формуле [1]

==, (3.26)

Радиальная сила F_r, Н, определится по формуле [1]

, (3.27)

Осевая сила F_a, Н, определится по формуле [1]

, (3.28)

3.5 Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние, мм, по формуле [1]

 (3.29)

Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса, определится по формуле [1]

, (3.30)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,09[1];

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,165 [1];

- динамический коэффициент =1 [1].

K_H=1,09*1,165*1=1,27

Проверим контактное напряжение , Н/, по формуле [1]

 (3.31)

 условие выполнено

Проверим передачу на процент недогруза, %, по формуле [1]

 ( 3.32)

Недогруз в пределах 10% - условие выполняется.

Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба , Н/, по формуле [1]

[, (3.33)

где коэффициент концентрации нагрузки, 1,23[1];

коэффициент динамичности, =1,1 [1];

коэффициент, учитывающий форму зуба, =3,73; =3,6 [1];

коэффициент компенсации погрешности, =0,93 [1];

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =0,89 [1].

Проверку производим для колеса, т.к. выполняется неравенство [1]

[]/<[]/ (3.34)

06/3,6=57,2 < 237/3,73=63,5

71 Н/ 206 Н/ условие выполняется

4. Проектный расчет валов

.1 Выбор материала валов

Принимаю материал валов сталь 45.

4.2 Выбор допускаемых контактных напряжений на кручение

Принимаю по [2] для быстроходного вала [τк] I=16 Н/мм2, для тихоходного вала [τк] II=19 Н/мм2

4.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала

Диаметр под шкив d1, мм, определится по формуле [2]

 (4.1)

Принимаем d1=60 по[2]

Диаметр под подшипник d2, мм, принимаем d2=65 мм по [2]

Диаметр под шестерню d3, мм

 (4.2)

принимаем d3=75 мм по [2]

4.4 Определение геометрических параметров тихоходного вала

Диаметр под полумуфту d1, мм, определится по формуле [2]

 (4.3)

 =90 мм

Принимаем d1=90 мм

Диаметр под колесо d3, мм

(4.4)

Принимаем по [2] d3=105 мм

4.5 Предварительный выбор подшипников

/Fr=1694,3/3687,5=0,4>0,25

Выбираем роликовые конические однорядные по ГОСТ 333 - 79.

Марки подшипников для каждого из валов

Быстроходный-7213

Тихоходный-7219

5. Определение реакций опор

.1 Быстроходный вал

Реакции опор ведущего вала определяем по рисунку 1

Рисунок 1 - Расчетная схема быстроходного вала

Плоскость ZY:

определяем опорные реакции, Н

- Ray•0,206+ Fr1•0103 - Fa1•0,103 - Fр.п.•0.1587=0;=(Fr1•0,103 - Fa1•0,103 - Fрп.•0,1587) /0,206=-1983 H

- Fr1•0,103 - Fa1•0,103+Rby•0,206 - Fрп. 0,365=0;=(Fr1•0,103 + Fa1•0,103+ Fр.п.•0,365)/0,206= 9545,7 H

Проверка: Ray-Fr1+Rby-Fц.п=0

-3687,5+9545,7-386,5=0 0=0 - условие выполнено;

Плоскость ZX:

а) определение опорных реакций, Н

Rax•0,206 - Ft1•0,103 - Fa•0,103=0; Rax=(Ft•0,103+Fa1•0,103)/0,244=5841,3 H•0,103 - Fa1•103-Rbx•0,206=0;

Rbx=(Ft•0,103 - Fa1•0,103)/0,206=4147 H

Проверка: Rax-Ft1+Rbx=0

,3-9988,5+4147=0 0=0 - условие выполнено;

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R_A==6168,4 H_B===104078 H

5.2 Тихоходный вал

Реакции опор ведущего вала определяем по рисунку 2

Рисунок 2 - Расчетная схема тихоходного вала

Плоскость ZY:

а) определяем опорные реакции, Н

- Ray•0244 - Fa2•0,1227 - Fr2•0,1227=0;=(-Fa2•0,1227 - Fr2•0,1227) /0,244=-660,4 H

- Fa2•0,1227+Fr2•0,1227+Rby•0,244=0;=(Fa2•0,1227 - Fr2•0,1227)/0,244=-1001 H

Проверка: Ray+Fr2+Rby=0

,4+3687,5-1001=0 0=0 - условие выполнено;

Плоскость ZX:

а) определение опорных реакций, Н

- Fм•0,46+Rax•0,244 - Fa2•0,1227+Ft2•0,1227=0;= (Fм•0,46+Fa2•0,1227 - Ft2•0,1227)/0,244=15912 H

- Fм•0,2159 - Ft2•0,1227 - Rbx•0,244 - Fa2•0,1227 =0;= (-Fм•0,2159 - Ft2•0,1227 - Fa2•0,1227) /0,244=-10588 H

Проверка: - Fм +Rax+Ft2+Rbx =0

+15912+9988,5-12812.2=0 0=0 - условие выполнено;

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R_A==15925,7 H_B===10635,2 H

6. Проверочный расчет подшипников

.1 Быстроходный вал

Ранее выбранный роликовый конический однорядный подшипник по ГОСТ 333 - 79 имеет следующие характеристики:

базовая динамическая грузоподъёмность Сr, кН     82,7;

Определим коэффициент осевого смещения

=1694,3/(1×3687,5)=0,45>е=0,41

Эквивалентная нагрузка RE, Н, определится по формуле [2]

 (6.1)

где X - коэффициент радиальной нагрузки, X=0,4 [2];

У - коэффициент осевой нагрузки, У=1,48 [2];- осевая нагрузка, Н;- коэффициент вращения, V =1 [2];

Кб - коэффициент безопасности, Кб=1 [2];

Кт - температурный коэффициент, Кт =1, [2].

R_EА==(0,4×1×15925,7 +1,48×1694,3)×1×1=9728,3 Н

R_EВ==(0,4×1×10635,2 +1,48×1694,3)×1×1=7400Н

Расчетная долговечность L10h, ч, определится по формуле [2]

 (6.2)

где a1 - коэффициент надежности; a1=1 [2]- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; a23=0.6 [2]- частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин- показатель степени; m=3.33 [2]

= ч >16000 ч - условие выполнено

6.2 Тихоходный вал

Ранее выбранный роликовый конический однорядный подшипник по ГОСТ 333 - 79 имеет следующие характеристики:

базовая динамическая грузоподъёмность Сr, кН     130;

Эквивалентная нагрузка RE, Н, определится по формуле 8.2 [2]

Расчетная долговечность L10h, ч, определится по формуле 6.2 [2]

=ч >14000 ч - условие выполнено

7. Выбор стандартной муфты

Выбираем из числа стандартных муфт по [1] муфту предохранительную фрикционную ГОСТ 400-45-1.

Проверим выполнение условия [2]

Тр=к∙Т2 ≤ [Т], (7.1)

где Тр - расчетный вращающий момент, Н м;

[T] - предельно допустимый вращающий момент, Н м, Т=4000 Н∙м [2];

к - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, к=1,25 [2].

Тр=1,25∙2836,7=3545,8 Н∙м ≤ 4000 Н∙м - условие выполнено

8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Выбираем по [2] шпонку на быстроходный вал под звёздочку 18×11×63 ГОСТ 23360 - 78

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

, (8.1)

где F₂ - сминающая сила, Н.

F₂ =2∙Т₁/d₁ (8.2)

F₂ =2∙738,5∙10³/60=24616,6 Н

А_см=(h - t₁)∙l,

где t₁ - глубина паза вала, мм, t₁ =6 мм [2]

А_см=(11 - 7)∙63=252 мм²

 - условие выполняется

Условие прочности выполняется, значит выбранная шпонка 18×11×63 ГОСТ 23360 - 78 выдержит необходимые нагрузки.

Выбираем по [1] шпонку на тихоходный вал под колесо 25×14×125 ГОСТ 23360 - 78

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

, (8.3)

где F₃ - сминающая сила, Н.

F₃ =2∙Т₂/d₃ (8.4)

F₂ =2∙2836,7∙10³/105=54032 Н

А_см=(h - t₁)∙l,

где t₁ - глубина паза вала, мм, t₁ =7,5 мм [1]

А_см=(14 - 9)∙125=625 мм²

 - условие выполняется

Условие прочности выполняется, значит выбранная шпонка 25×14×180 ГОСТ 23360 - 78 выдержит необходимые нагрузки.

Выбираем по [2] шпонку на тихоходный вал под полумуфту 25×14×100 ГОСТ 23360 - 78

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

, (8.5)

где F₆ - сминающая сила, Н.

F₆ =2∙Т₂/d₃ (8.6)

F₅ =2∙2836,7∙10³/90=63022 Н

А_см=(h - t₁)∙l,

где t₁ - глубина паза вала, мм, t₁ =9 мм [2].

А_см=(14 - 9)∙100=500 мм²

 - условие выполняется

Условие прочности выполняется, значит выбранная шпонка 25100 ГОСТ 23360 - 78 выдержит необходимые нагрузки.

9. Выбор смазочных материалов

Уровень масла в редукторе не должен быть ниже уровня зацепления быстроходной зубчатой передачи. Погружать передачу в масло необходимо на высоту зуба.

Марку масла, заливаемого в редуктор, выбираем в зависимости от окружной скорости и от значения среднего допускаемого контактного напряжения [σH] ср.

Из [2] выбираем масло индустриальное И-Г-А-68.

10. Расчет элементов крышки редуктора

Толщина ребер жесткости и стенок корпуса и крышки, мм, определится по формуле [1]

=0,025+1 (10.1)

=0,025∙315+1=8.87 мм

Следуя рекомендациям [1] принимаем =12 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки, b, мм, определится по формуле [1]

= (10.2)

=1.5 12 = 18мм

Диаметр фундаментных болтов, d₁, мм, определится по формуле [1]

d₁=(0,03…0,036)∙ +10 (10.3)

d₁=(0,03…0,036)∙280+10=18,4…20,08 мм

По [1] принимаем болты сo стандартной резьбой M12

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₂, мм определится по формуле [1]

d₂=(0,5…0,6)∙ d₁ (10.4)

d₂=(0,5…0,6)∙ 20=10…24 мм

По [1] принимаем болты сo стандартной резьбой M24.

Заключение

редуктор вал опора кручение

В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым - графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.

Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации на производстве.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим предметам: теоретическая механика; сопротивление материалов; детали машин; техническая графика; допуски, посадки и технические измерения; стандартизация и качество продукции.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин - например ленточных конвейеров - и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов

Список литературы

1.      ГОСТ 21354 - 87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность.

.        Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, - М.: Высшая школа, 1985. -416 с.

.        Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчёты деталей машин, - Мн.: Вышэйшая школа, 1986. -400 с.

.        Скойбеда А.Т. Детали машин и основы конструирования. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000. -516 с.

.        Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1987. -416 с.

.        Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. -432 с.