Расчёты и проектирование привода к шнековому смесителю ( по схеме: мощность 4,7 кВт, оборот приводного вала 80 об/мин.,долговечность 17,5 тыс/час ).

-
...

Содержание

Задание на курсовое проектирование 4
Введение 5
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 7
1.1. Выбор электродвигателя 7
1.2. Определение общего передаточного числа 7
1.3.Определение частоты вращения, мощности и крутящего момента для каждого вала 8
2. Проектировочный расчет 9
2.1. Выбор материала червяка 9
2.2. Геометрический расчет червячной передачи 10
2.2.1.Геометрические параметры червяка 11
2.2.2.Геометрические параметры червячного колеса 12
2.3.Окружные скорости 13
2.4.Определение сил в зацеплении 13
3. Проверочный расчет по контактным напряжениям 14
3.1. Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов 14
3.2. Коэффициент, учитывающий форму поверхностей 14
3.3. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий 14
3.4. Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата 14
3.5. Уточнение коэффициента нагрузки 14
3.6. Уточнение допускаемого контактного напряжения 15
3.7.Действительные контактные напряжения 15
3.8.Проверка на статическую прочность 15
4. Проверочный расчет зубьев колеса на прочность при изгибе 16
4.1.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий 16
4.2.Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата 16
4.3.Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса 16
4.4.Коэффициент формы зуба 16
4.5.Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса для бронз при нереверсивной нагрузке 16
4.6.Коэффициент режима 16
4.7.Эквивалентное число циклов 16
4.8.Коэффициент долговечности 17
4.9.Допускаемое напряжение изгиба 17
4.10.Напряжения изгиба в зубьях 17
4.11.Проверочный расчет зубьев колеса на статическую прочность при изгибе 17
5. Расчет цепной передачи 18
6. Компоновка редуктора 21
6.1. Проектный расчет валов 21
6.2. Подбор шпонок 24
6.3. Подбор подшипников 25
6.4. Подбор уплотнений 25
7. Конструирование червячного колеса 26
8. Выполнение компоновочного эскиза редуктора 27
9. Расчет валов 28
9.1. Расчет быстроходного вала 28
9.2. Расчет тихоходного вала 33
10. Проверка долговечности подшипников качения 39
11. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений 42
12. Смазка редуктора 44
13. Сборка редуктора 45
Список использованной литературы 46

Введение
Развитие хозяйства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное могущество человека заключено в технике – машинах, механизмах, аппаратах и приборах, выполняющих весьма разнообразную полезную работу. В настоящее время нет такой отрасли хозяйства, в которой не использовались бы машины и механизмы в самых широких масштабах.
Технический уровень всех отраслей хозяйства тесно связаны и в значительной степени определяется уровень развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация в промышленности сельского хозяйства, строительстве, на транспорте, в коммунальном хозяйстве. В решениях правительства постоянно уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкции современных машин. Указываются направления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов.
Весьма различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и те же методы анализа, расчета и проектирования находят применение казалось бы в далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используются в приводах, то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машин и механизма – система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведение в движение рабочих органов машин.
Редуктор – это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес, валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки. По большому счету редуктор используется для передачи мощности от электродвигателя к рабочим механизмам. Редуктора рассматриваемого типа изготавливаются с прямозубыми, кривозубыми и шевронными колесами. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Корпус изготавливается чаще литым чугунным и реже стальным, сварным.
Спроектированный редуктор предназначен для согласования режима работы электродвигателя с режимом работы барабана. Это связано с тем, что частота вращения барабана меньше частоты вращения электродвигателя. А вращающий момент барабана превосходит вращающий момент электродвигателя. Редуктор должен сгладить эти противоречия.

2.2. Геометрический расчет червячной передачиДопускаемые контактные напряженияДля безоловянной бронзы МПа, где МПа – исходное допускаемое напряжение материала червячного колеса при шлифованных и полированных червяках с твердостью HRCЭ45; – коэффициент, учитывающий влияние скорости скольжения на заедание.Межосевое расстояние мм По ГОСТ 2144-76 принимаем мм. (табл.2.7[1]).Расчетный модуль мм По ГОСТ 2144-76 принимаем мм (табл.2.8[1]).Коэффициент смещения Коэффициент смещения находится в рекомендуемых пределах.Определение фактического значения межосевого расстояния2.2.1.Геометрические параметры червяка Делительный диаметрммДиаметр вершин витков мм Диаметр впадин витков ммНачальный диаметр мм Делительный угол подъема витка Начальный угол подъема витка Угол профиля витка в нормальном сечении червяка на начальном цилиндре Длина нарезанной части червяка ммС учетом выхода шлифовального круга принимаем мм 2.2.2.Геометрические параметры червячного колесаШирина зубчатого венца мм Условный угол обхвата Начальный и делительный диаметры ммДиаметр вершин зубьев мм Наибольший диаметр ммДиаметр впадин зубьевмм2.3.Окружные скоростиНа червяке м/cНа колесе м/c2.4.Определение сил в зацепленииОкружная сила на колесе (осевая на червяке) НОкружная сила на червяке (осевая на колесе) НРадиальная сила Н3. Проверочный расчет по контактным напряжениям3.1. Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов МПа3.2. Коэффициент, учитывающий форму поверхностей3.3. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,где – коэффициент торцового перекрытия; – коэффициент изменения суммарной длины контактных линий. (табл.11.2[1]).3.4. Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата3.5. Уточнение коэффициента нагрузкиЗдесь – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта вследствие деформации червяка остался прежним, так как не изменились и , а коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, стал равен 3.6. Уточнение допускаемого контактного напряжения МПа ,где – уточненный коэффициент, учитывающий влияние скорости скольжения.3.7.Действительные контактные напряжения МПа МПа3.8.Проверка на статическую прочность МПа < МПа,где МПа – предельно допустимое контактное напряжение по условиям прочности 3.7. и 3.8. выполняются. Материал колеса оставляем прежний.4. Проверочный расчет зубьев колеса на прочность при изгибе4.1.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий4.2.Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата4.3.Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса4.4.Коэффициент формы зуба При и коэффициент формы зуба будет . (табл.11.7[1]).4.5.Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса для бронз при нереверсивной нагрузке МПа4.6.Коэффициент режима 4.7.Эквивалентное число циклов4.8.Коэффициент долговечности >где – база испытаний. (табл.11.11[1]).4.9.Допускаемое напряжение изгиба МПагде - коэффициент безопасности (табл.11.7[1]).4.10.Напряжения изгиба в зубьях МПа < МПа.4.11.Проверочный расчет зубьев колеса на статическую прочность при изгибе МПа< МПаЗдесь МПа – предельное допустимое напряжение изгиба. Условия пунктов 3.10. и 3.11. выполняются. Материал колеса оставляем прежний.5. Расчет цепной передачиВыбираем приводную роликовую цепь.Вращающий момент, передаваемый ведущей звездочкой T2=323,8 Н∙мz1=17; z2=z1uц.п=17∙2=34 принимаем z2=34Расчетный коэффициент нагрузкиKэ=1∙1∙1∙1,25∙1,5∙1=1,875Шаг цепи предварительно определяем по формулеt≥2,83T2Kэz1pmm = 1 - цепь одноряднаяПри n2=162,5 обмин по таблице 12[2], p=18,5 Нмм2t≥2,83323,8∙103∙1,87517∙18,5∙1=34,86По таблице 12.1[2] выбираем предварительно цепь с t=38,1 мм Размеры цепи: внутренний диаметр втулки d = 11,12 мм, длина втулки B = 36,2, расстояние между внутренними пластинами Bвн=25,4 мм, длина соединительного валика l=58 мм, разрушающая нагрузка Q=10000 кгс= 98066,5 Н, масса 1м цепи q=5,5 кг.Скорость цепиv=z1∙t∙n260∙103=17∙38,1∙162,560000=1,75 мсν=4∙z1∙n260Lt=4∙17∙162,560∙105,68=3,46 удараLt=2At+0,5zc+Δ2At=2∙40+0,5∙51+7,2940=105,6At=At=40zc=z1+z2=17+34=51Δ=z2-z12π=34-172∙3,14=2,7Окружное усилиеPц=N2v=2T2z1tπ=2πT2z1t=2∙3,14∙323,8∙10317∙38,1=3139,5 НСреднее давление в шарниреp=PцKэF=3139,5∙1,875804,7=7,3 Нмм2F=B∙d=36,2∙11,12=402,54p<p=18,5 Нмм2 – допускается. Усилие от провисания цепиPf=kfqAg=1,5∙5,5∙9,81∙1,524=123,34 НA=40t=40∙38,1=1524 мм Усилие от центробежной силыPv=qv2=5,5∙1,752=16,84 НКоэффициент запаса прочностиn=QkдPц+Pf+Pv=98066,51∙3139,5+123,34+16,84=29,9n>n=8,1Сила давления на валRц=Pц+2Pf=3139,5+2∙123,34=3386,18 НУсловное обозначение приводной роликовой однорядной цепи с шагом t = 38,1 ммЦепь ПРЛ-38,1-10000 ГОСТ 10947-64Основные размеры ведущей звездочкиD01=tsin180z5=38,1sin18017=208 ммDе1=t0,6+ctg180z1=38,10,6+ctg18017=227 ммb1=0,93Bн=0,93∙25,4=23,62 ммОсновные размеры ведомой звездочкиD02=tsin180z2=38,1sin18034=414 ммDe2=t0,6+ctg180z2=38,10,6+ctg18034=434ммb2=0,93Bн=0,93∙25,4=23,62 ммРасчетная длина цепи6. Компоновка редуктора6.1. Проектный расчет валовРассчитываем быстроходный валгде - пониженное допускаемое напряжение кручения=20…35 МПа, Принимаем = 25Мпа Принимаем - средина валаПринимаем =10 Принимаем Диаметр вала под подшипник рассчитываем по формуле:Принимаем =25ммРассчитываем тихоходный валгде - пониженное допускаемое напряжение кручения=20…35 МПа, Принимаем = 25Принимаем - средина валаПринимаем = 25МПа Принимаем Диаметр вала под подшипник рассчитываем по формуле:Принимаем =50 ммФорма и размеры элементов валаРис.6.1 Элементы вала1 – вал;2 – заплечик для осевой фиксации; h – высота заплечика; С – катет фаски;R – радиус галтели вала.Таблица 6.1 Размеры заплечиков и фасок на валах6.2. Подбор шпонокРис.6.2 Подбор шпонокТаблица 6.2. Размеры шпонок призматических и пазов к ним6.3. Подбор подшипниковДля червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7305 средней серии. Схема установки подшипников – враспор. Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7210 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Таблица 6.3. Подбор подшипниковСерияd , ммD , ммВ , ммС, Н7305256217330007210509021560006.4. Подбор уплотненийДля тихоходного вала принимаем манжету резиновую армированную 50х 70 х10 ГОСТ 8752-79 Для быстроходного вала принимаем манжету резиновую армированную 25х42х10 ГОСТ 8752-79 Таблица 6.4. Подбор уплотненийВалd , ммD , ммВ , ммТихоходный507010Быстроходный2542107. Конструирование червячного колесаОпределяем длину ступицы Принимаем = 66 ммОпределяем диаметр ступицыПринимаем Определяем толщину дискаПринимаем с = 18 ммОпределяем толщину зубчатого венцаПринимаем =20 мм8. Выполнение компоновочного эскиза редуктораРасстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружающей вершине зубьев вала и шестерни: , где- толщина стенки корпуса редуктора, мм:Принимаем Принимаем Зазоры между внутренней и боковой стенкой корпуса редуктора и торцами шестерниПринимаем У= 6 ммРасчитываем ширину фланца соединения корпуса и крышки редуктора.-диаметр фундоментальных болтов:Принимае 16-диаметр стяжных болтов:Принимаем болты с диаметром резьбы М12- расстояние от внутренней стенки корпуса редуктора до центра отверстий под стяжные болты- расстояние от центра отверстий под стяжные болты до внешнего края фланца:- ширина фланца:9. Расчет валов9.1. Расчет быстроходного валаНа основании эскизного проектирования принимаем расстояние между опорами: .Выписываем все силы, действующие на вал:Изображаем вал, как балку на двух опорах.1. Определим реакции в горизонтальной плоскости2. Определим реакции в вертикальной плоскостиРис. 9.1 Схема быстроходного валаПодсчитаем суммарные реакции:Найдем изгибающие моментыГоризонтальная плоскостьВертикальная плоскостьРассчитаем суммарный изгибающий момент в опасном сечении DОпределим коэффициент запаса усталостной прочности по формуле:где: - коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно; - допускаемое значение коэффициента запаса усталостной прочности (=2.5÷4).Коэффициент запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;где: - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения: где: - предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;. - амплитудные значения напряжений изгиба и кручения; - средние значения напряжений изгиба и кручения (при реверсивном режиме работы ).Для определения найдем осевой момент сопротивления:.Для определения найдем полярный момент сопротивления:Имеем: - коэффициенты концентрации напряжений, зависят от типа концентратора и прочности материала; - коэффициент, учитывающий размер (диаметр) детали; - коэффициент, учитывающий состояния поверхности вала; - коэффициенты асимметрии цикла.Принимаем значения коэффициентов:- коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=600 МПа, - коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =45,6 мм) , - коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, Коэффициент запаса усталостной прочности: - по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;Коэффициент запаса усталостной прочности:9.2. Расчет тихоходного валаНа основании эскизного проектирования принимаем расстояние между опорами: .Выписываем все силы, действующие на вал:Изображаем вал, как балку на двух опорах.1. Определим реакции в горизонтальной плоскости2. Определим реакции в вертикальной плоскостиРис. 9.