Проектирование привода мешалки

Министерство науки и образования Российской Федерации

Арзамасский политехнический институт

(филиал НГТУ)

Пояснительная записка к курсовой работе

по дисциплине: Прикладная механика

тема: Проектирование привода мешалки

Арзамас 2005

1. Первая стадия проектирования

Техническое задание (ТЗ):

1. Исходные данные для проектирования привода

1.1. Кинематическая схема;

1.2. Условия эксплуатации;

1.3. Срок службы.

Рис. 1.1 Кинематическая схема:

1 — Двигатель; 2 — Ограждение; 3 — Клиноременная передача; 4 — Цилиндрический редуктор; 5 — Упругая муфта с торообразной оболочкой; 6 — Мешалка; 7 — Смесь; 8 — Задвижка

Исходные данные

Момент сопротивления вращению T, кН•м	0,38
Частота вращения мешалки n, об/мин	70
Допускаемое отклонение скорости мешалки д,%	6
Срок службы привода , лет	5

1.1 Устанавливаем привод для мешалки на строительную площадку

Работа в одну смену, нагрузка мало меняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены =8ч. 1.3. Срок службы приводного устройства 1.3.1. Ресурс привода

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

ч.

Рабочий ресурс привода принимаем ч.

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата.

Таблица 1.1

Место установки	, лет		,ч.	,ч.	Характер нагрузки	Режим работы
Строительная площадка	5	2	8		Мало меняющийся	Реверсивный

2. Вторая стадия проектирования

Эскизный проект 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определяется мощность двигателя;

Определяется передаточное число привода и его ступеней;

Рассчитываются силовые и кинематические параметры привода.

Требуемая мощность крана

=T=0,38•7,33=2,78 кВт. 2.1.2.

КПД всего привода

Находим требуемую мощность двигателя:

кВт.

Таблица 2.1

№	Тип двигателя	Номинальная мощность ,кВт	Частота вращения, об/мин синхронная при номинальном режиме,
1	4АМ100S2УЗ	4	3000 2880
2	4АМ100L4У3	4	1500 1430
3	4АМ112MB6У3	4	1000 950
4	4АМ132S8У3	4	750 720

Общее передаточное число для каждого варианта

.

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для вариантов передаточное число редуктора постоянным

Таблица 2.2

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода	41,14	20,43	13,57	10,3
Ременной передачи	10,3	5,1	3,39	2,6
Цилиндрического редуктора	4,0	4,0	4,0	4,0

Анализируя полученные значения передаточных чисел, выбираем третий вариант.

Максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины

об/мин.

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала колёс

об/мин.

Отсюда фактическое передаточное число привода

Передаточное число ременной передачи

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112МВ6У3 ( ); передаточные числа: ременной передачи , привода , редуктора .

Силовые и кинематические параметры привода

Таблица 2.3

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		ДВ
Мощность Р, кВт	ДВ	РДВ=3,12
	Б
	Т
	РМ
Частота вращения n,об/мин	Угловая скорость , 1/с	ДВ		ном= nНОМ/30= 3,14950/30=99,4
		Б	n1=nНОМ/ uОП =950/3,2=296,9	1=ном/ uОП =99,4/3,2=31
		Т	n2=n1/uЗП=296,9/4=74,2	2=1/ uЗП=31/4=7,75
		РМ	nРМ=n2=74,2	РМ=2=7,75
Вращающийся момент Т, кНм	ДВ	ТДВ= РДВ/ном=3,12 /99,4=0,03
	Б
	Т
	РМ

3. Выбор материала зубчатой передачи

Определение допускаемых напряжений

Выбирается твердость, термообработка и материал зубчатой передачи;

Определяются допускаемые контактные напряжения;

Определяются допускаемые напряжения на изгиб.

Материал зубчатой передачи

а) Определяем марку стали :

для шестерни — 40Х, твердость 45

для колеса — 40Х, твердость 350

Разность средних твёрдостей

б) Определяем механические характеристики стали 40Х :

для шестерни твердость 45…50

термообработка — улучшение и закалка ТВЧ,

для колеса твердость

термообработка — улучшение,

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса :

,

,

По графику находим .

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности

Наработка за весь срок службы:

для колеса

циклов,

для шестерни

циклов

Так как > и > ,то коэффициенты долговечности и

б) Допускаемое контактное напряжение , соответствующее числу циклов перемены напряжения :

для шестерни

Н/ммІ,

для колеса

Н/ммІ,

в) Определяем допускаемое контактное напряжение :

для шестерни

Н/ммІ,

для колеса

Н/ммІ,

Так как — =457-285,5=171,5>70 и , то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению :

Н/ммІ,

При этом условие

соблюдается.

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса .

а) Рассчитываем коэффициент долговечности .

Наработка за весь срок службы :

для колеса

циклов,

для шестерни

циклов.

Число циклов перемены напряжения, соответствующее пределу выносливости , для обоих колес.

Так как > и >, то коэффициенты долговечности и .

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжения :

для шестерни Н/ммІ;

для колеса

Н/ммІ.

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба :

для шестерни

Н/ммІ;

для колеса

Н/ммІ.

Так как передача реверсивная, то уменьшаем на 25% :

Н/ммІ;

Н/ммІ.

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Таблица 3.1

Элемент передачи	Марка стали		Термообработка
					Н/ммІ
Шестерня	40Х	125	У+ТВЧ	47,5	835	232,5
Колесо	40Х	80	У	285,5	580,9	220,5

4. Расчет зубчатой передачи редуктора

Выполняется проектный расчет редукторной пары;

Выполняется проверочный расчет редукторной пары.

Проектный расчет

Определяем главный параметр — межосевое расстояние , мм :

,

где

а) — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43;

б) — коэффициент ширины венца колеса равный;

в) u — передаточное число редуктора или открытой передачи;

г) — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм;

д) — среднее допускаемое контактное напряжение, Н/ммІ;

е) — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1

мм.

Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: =125 мм.

Определяем модуль зацепления m, мм

,

где

а) — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =5,8;

б)

делительный диаметр колеса, мм;

в)

ширина венца колеса, мм;

г) — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/ммІ.

мм;

мм;

мм.

Полученное значение модуля округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел, мм. 4.1.3. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа .

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач

Определяем число зубьев шестерни

Значение округляем до ближайшего целого числа

Определяем число зубьев колеса

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его от отклонение заданного

Определяем фактическое межосевое расстояние

мм.

Определяем основные геометрические параметры передачи

Таблица 4.1

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	мм	мм
	Вершины зубьев	мм	мм
	Впадин зубьев	мм	мм
Ширина венца	мм	мм

Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние

мм.

Проверяем пригодность заготовок колес Условие пригодности заготовок колес . Диаметр заготовки шестерни

мм<мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи

мм <мм.

Проверяем контактные напряжения Н/мм2:

где а) — вспомогательный коэффициент. Для косозубой передачи ;

б)

окружная сила в зацеплении, Н; в) — коэффициент, учитывающий разделение нагрузки между зубьями, определяется в зависимости от окружной скорости колес м/с2, и степени точности передачи, равной 9. . г) — коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи .

Н/мм

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ,Н/мм2

,

,

где а) — модуль зацепления, мм; — ширина зубчатого колеса, .; б) — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; в) — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба ; г) коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности; д) и — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых передач определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни;

колеса

,

где — угол наклона зубьев ;;

е)

коэффициент, учитывающий наклон зуба; ж) и — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, ;

Н/мм2,

Н/мм2.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Таблица 4.2

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние,	125 мм	Угол наклона зубьев,	11,48
Модуль зацепления	2,5	Диаметр делительной окружности: шестерни колеса	51,5 мм 200 мм
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса	43 мм 40 мм
Число зубьев шестерни колеса	20 78	Диаметр окружности вершин: шестерни колеса	56,5 мм 206 мм
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса	45,5 мм. 195 мм

Проверочный расчет

Таблица 4.3

Параметр	Допускные значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения ,Н/мм2	637,2	586	8,7%
Напряжения изгиба		232,5	143,3	62,2%
		220,5	130	69,6%

5. Расчет открытой передачи

Выполняется проектный расчет клиноременной передачи;

Выполняется проверочный расчет клиноременной передачи.

Проектный расчет

Выбираем сечение ремня. Выбор сечения ремня производится по номограмме в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения. Номинальная мощность двигателя =4 кВт, номинальная частота вращения =950. В результате выбирается поликлиновый ремень.

Определяем минимально допустимый диаметра ведущего шкива мм, в зависимости от вращающего момента на валу двигателя , Н м и выбранного ремня. , ремень поликлиновый, тогда мм.

Расчетный диаметр ведущего шкива. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше , следовательно расчетный диаметр ведущего шкива мм.

Определяем диаметра ведомого шкива

где: а)=3,2- передаточное число открытой передачи; б) =0,015- коэффициент скольжения.

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего из стандартного значения равного 630 мм. 5.1.5. Рассчитываем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного значения

< 3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние

,

где мм — высота сечения поликлинового ремня

мм.

Определяем расчетную длину ремня

мм.

Значение округляем до ближайшего из стандартного равного 2500 мм.

Уточняем значения межосевого расстояния по уточненному значению поликлинового ремня

;

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения на для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения на .Поэтому длину ремня выбираем равной 595мм. 5.1.9. Расчет угла обхвата ремнем ведущего шкива

.

Рассчитываем скорость ремня

,

где =40 м/с — допускаемая скорость 5.1.11. Определяем частоту пробегов ремня

,

где — допускаемая частота пробегов

Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Вычисляем допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем

,

где: кВт — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним поликлиновым ремнем; =0,9, =0,89, =0,95, — поправочные коэффициенты динамической нагрузки и длительности работы, угла обхвата ремня, влияния отношения расчетной длинны ремня к базовой, выбираемые из таблицы

кВт.

Определяем число клиньев поликлинового ремня

,

где: а)=4 кВт — номинальная мощность двигателя; б)=3 кВт — допускаемая мощность, передаваемая ремнем

Рассчитываем силу предварительного натяжения поликлинового ремня

Н.

Рассчитываем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

Н.

Определяем силу натяжения ведущей и ведомой ветвей поликлинового ремня

Н;

Н.

Определяем силу давления на вал поликлинового ремня

Н.

Проверочный расчет

Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальному напряжению в сечении ведущей ветви

,

Н/мм

напряжение растяжения; б) A=69,06 мм- площадь поперечного сечения ремня;

Н/мм

напряжение изгиба; г) мм- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; д)H=4 мм — высота сечения поликлинового ремня;

Н/мм

напряжение от центробежной силы; ж)=1300 кг/м- плотность материала ремня; з)=10 Н/мм — допускаемое значение напряжения.

.

Параметры клиноременной передачи

Таблица 5.3

параметр	значение	параметр	значение
Тип ремня	клиновый	Число пробегов ремня , 1/с	4
Сечение ремня	нормальный	Диаметр ведущего шкива , мм	200
число клиньев поликлинового ремня	13	Диаметр ведомого шкива ,мм	630
Межосевое расстояние а, мм	595	Максимальное напряжение , Н/мм	2,92
Длина ремня , мм	2500	Начальное напряжение ремня , Н/мм	403
Угол обхвата малого шкива , град	139	Сила давление ремня на вал , Н	755

6. Нагрузки валов редуктора

двигатель привод редуктор подшипник

Определяется сила в зацеплении редукторной передачи;

Определяются консольные силы;

Строится силовая схема нагружения валов. Проектный расчет

Определяем силы в зацеплении закрытой передачи.

Силы в зацеплении закрытых передач

Таблица 6.1

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
	Радиальная
	осевая

Определение консольных сил. Консольные силы

Таблица 6.2

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Поликлиноремённая	Радиальная
Муфта	Радиальная	На тихоходном валу

вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах редуктора, Н;

делительный диаметр колеса цилиндрической передачи, мм.

Угол зацепления принят .

Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора

7. Проектный расчет валов

Эскизная компоновка редуктора

Выбирается материал валов;

Выбираются допускаемые напряжения на кручение;

Выполняется проектный расчет валов на чистое кручение;

Выбирается предварительно тип подшипников;

Разрабатывается эскизная компоновка редуктора.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Выбираем сталь 40Х.

Выбор допускаемых напряжений на кручение Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжение изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: Н/мм. При этом меньшие значения — для быстроходных валов, большие — для тихоходных.

Н/мм — для быстроходных валов,

Н/мм — для тихоходных валов.

Определение геометрических параметров ступеней валов:

Таблица 7.1

Ступень вала и её параметры d; l	Вал- шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	=37 мм	46 мм
	l1	l1=1,237=44 мм	l1=1,246=56 мм
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2= d1+2t=42 мм	d2= d1+2t=50 мм
	l2	l2=1,5 d2=63 мм	l2=1,5 d2=63 мм
3-я под шестерню, колесо	d3	d3=d2+3,2r=50 мм	d3=d2+3,2r=60 мм
	l3	конструктивно	конструктивно
4-я под подшипник	d4	d4= d2=42 мм	d4= d2=50 мм
	l4	l4=В=23 мм	l4=В=27 мм
5-я упорная или под резьбу	d5		d5= d3+3f=65 мм
	l5		конструктивно

Предварительный выбор подшипников качения Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношении сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора производится в следующем порядке Определяем тип, серию и схему установки (таб.7.2)

Таблица 7.2

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Угол контакта	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б	радиальные шариковые однорядные	Средняя (легкая)		3(в распор)
	Т

Выбирается типоразмер подшипников и выписываются основные параметры подшипников.

Таблица 7.3

Вал	Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъёмность, кН
		d	D	B	r	Cr	Cor
Б	308	40	90	23	2,5	41	22,4
Т	310	50	100	27	3	61,8	36

Где D — диаметр наружного кольца подшипника; и- динамические и статические грузоподъёмности.

Параметры ступеней валов и подшипников

Таблица 7.4

	Размеры ступеней, мм	Подшипники
					Тип	,кН	,кН
быстроходный	37 44	42 63	50	42 23	308	41	22,4
тихоходный	46 56	50 63	60	50 27	310	61,8	36

8. Расчетная схема валов редуктора

Определение радиальных реакций в опорах подшипников быстроходного и тихоходного валов

Построение эпюры изгибающих и крутящих моментов; 8.3. Определение суммарных изгибающих моментов; 8.4. Построение схемы нагружения подшипников.

8.1 Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал)

Дано: Ft = 3781 H; Fr = 1425,4 Н; Fa = 767,9 Н; Fм = 2436,6 d2 =42; lт = 73; lм =73,5

1. Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y

3. Строим эпюру крутящих моментов:

;

9. Проверочный расчет подшипников

Определяется эквивалентная динамическая нагрузка подшипников;

Проверяются подшипники по динамической грузоподъемности;

Определяется расчетная долговечность подшипников. Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crр,, Н, с базовой Cr, Н, или базовой долговечности L10h, ч (L10, млн. оборотов), с требуемой Lh, ч, по условиям:

Crр ? Cr или L10h ? Lh Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Cr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца. Требуемая долговечность подшипника Lh составляет для зубчатых редукторов Lh? 10000 ч. При определении Lh следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в задаче 1. Расчетная динамическая грузоподъемность Crр , Н, и базовая долговечность L10h, ч, определяются по формулам

; ,

где RE — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; щ — угловая скорость соответствующего вала; m — показатель степени: m = 3 для шариковых подшипников;

9.1 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Быстроходный вал;

а) Определяем отношение

;

б) Определяем коэффициенты e и y по отношению

;

По этому значению находим операцией интерполирования коэффициент влияния осевого нагружения e=0,23 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,9. в)По результатам сопоставления , выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Н

где: а) X=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки; б) =1,3 — коэффициент безопасности, зависящий от машинного агрегата, характера нагрузки и требуемой долговечности подшипника; в) = 1 — температурный коэффициент.

Тихоходный вал

а) Определяем отношение

;

б) Определяем коэффициенты e и y по отношению

;

По этому значению находим операцией интерполирования коэффициент влияния осевого нагружения e=0,20 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,1 в) По результатам сопоставления , выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Н,

9.2 Определяем пригодность подшипников

Быстроходный вал: а) Определяем динамическую грузоподъемность

Н < ;

Подшипник пригоден. б) Определяем долговечность подшипника

ч > .

Тихоходный вал: а) Определяем динамическую грузоподъемность

Н < ;

Подшипник пригоден. б) Определяем долговечность подшипника

ч > .

Составляем табличный ответ к задаче 9

Таблица 9.1

Вал	Подшипник	Размеры , мм	Динамическая Грузоподъемность, Н	Долговечность , Н
	Принят предвари- тельно	Выбран окончатель- но
Б	308	308		29174	41000	41632	17000
Т	310	310		26606	61800	23595	17000

Список литературы:

1. А.Е.Шейнблит ‹‹ Курсовое проектирование деталей машин››-Москва ‹‹Высшая школа››, 1991 г.

2. Новичихин В.А. ‹‹Курс лекций по прикладной механике››.