Привод к смесителю кормов

Привод к смесителю кормов

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

.        Схема и описание привода

.        Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

.1      Выбор электродвигателя

.2      Кинематический расчет привода

.        Расчет передач

.1 Расчет клиноременной передачи

.2 Расчет закрытой конической передачи

. Расчет валов

.1 Проектный расчет валов

.2 Проверочный расчет вала на статическую прочность

. Выбор и проверка подшипников

. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений

.Проверочный расчет вала на усталость

. Расчет и конструирование шкивов

. Смазывание редуктора

. 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

Рисунок 1. Привод к смесителю кормов

.        Электродвигатель

.        Клиноременная передача

.        Редуктор

.        Муфта

Мощность на валу смесителя -  

Угловая скорость вала смесителя -

Опоры - подшипники качения,

Срок службы -

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

.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

.1 Расчет клиноременной передачи

)        Исходные данные:

2)      Схема передачи

Рисунок 2. Клиноременная передача

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

)        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.

)        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:

.

)        Принимаем число зубьев шестерни

)        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:

)        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:

 (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

.1      Проектный расчет валов

)        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

.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:

.

)      

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:

)  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

)        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.

.        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.