Проектирование и расчет привода смесителя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определим выходную мощность и выходную частоту

По таблице 1.1[1, с.5] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес з₁=0,98; КПД клиноременной передачи з₂=0,95; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, з₃=0,99; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, з₄=0,99; КПД, учитывающий потери на муфте, з_м=0,98.

Общий КПД привода:

з= з₁? з₂? з₃ ? (з₄)² ? з_м=0,98? 0,95? 0,99? 0,99²?0,98=0,885

Требуемая мощность электродвигателя

В таблице П1 по требуемой мощности выбираем трехфазный электродвигатель короткозамкнутой серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 4A132S4 с синхронной частотой вращения n_c=1500 об/мин и мощностью Р_дв=7.5 кВт, скольжением S=3,0% (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

n_ном= n_c(1 - S) = 1500?(1 - 0,03) = 1455 об/мин.

Расчет передаточных чисел:

Передаточное отношение привода:

Назначим , тогда

Передаточные числа редуктора:

Частоты вращения и угловые скорости валов и привода:



Расчет моментов на валах:

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Шестерня: сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB=230.

Колесо: сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB=200.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем K_HL=1

[1, с.33]; коэффициент безопасности [S_H]=1,1 [1, с.292].

Определяем предел контактной выносливости по [1, т. 3.2]:

редуктор электродвигатель привод шпоночный

2HB+70=470 МПа.

Допускаемые контактные напряжения определяют при проектировочном расчете по формуле [1, т.3.9],[1, с.35].

Допускаемые контактные напряжения для колеса равно расчетному допускаемому контактному напряжению:

Коэффициент на форму зуба для косозубых передач K_а=43 [1, с.32], коэффициент ширины венца

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле, [1, 3.7]:

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 =180 мм [1, с.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n=(0,01ч0,02) ? , [1, с.293]

m_n=(0,01ч0,02) ?180 =1,80ч3,6 мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60^* [1, с.36] m_n=2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона в=10 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

= 3,15? 34,17= 107,6=108

Проверка угла наклона:

=(35+111)2,5/2*180=0,989

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

мм;

мм;

Диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

Диаметры окружности впадин зубьев:

м;

мм;

Ширина колеса:

мм;

Ширина шестерни:

мм;

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

[1, с.294]

Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

, [1, с.294]

м/с.

При данной скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле:

, [1, с.32]

При v=1.69 м/с 8-й степени точности принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [1, с.39]. Для косозубых колес при динамический коэффициент (по таблице 3.6), [1, с.40].

Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,0 (по таблице 3.1), [1, с.32].

.

Проверим контактные напряжения по формуле:

, [1, с.31]

<.

Рассчитаем силы, действующие в зацеплении:

Окружная:, [1, с.294]

Радиальная:, [1, с.158]

Осевая:

где б - угол зацепления в нормальном сечении

;

tan(12°50')= 769,5 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

, [1, с.46]

где - коэффициент нагрузки

, [1, с.42],

где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем по таблице(3.7), [1, с.43] = 1,10; - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем по таблице (3.8),[1, с.43] = 1,2

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев:

, [1, с.46]

у шестерни

у колеса

Выбираем значения коэффициента по ГОСТ 21354-75 [1, с.42]:

; .

Определяем допускаемое напряжение по формуле:

, [1, с.43]

где- коэффициент безопасности:

, [1, с.43]

где, - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес. По таблице (3.9) , = 1,75 [1, с.44].

, - коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса.

Для поковок и штамповок , =1 [1, с.44].

Следовательно, =1,75.

По таблице (3.9) [1, с.44] для стали 45 при твердости HB350

=1,8HB:

для шестерни: =1,8?230 = 414 МПа;

для колеса: =1,8?200 = 360 МПа;

Допускаемые напряжения:

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа;

Находим отношение :

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении рассчитывается по формуле [1, c. 161]

мм;

С учетом выбранного двигателя 4A132S4 и частотой 1500 об/мин принимаем

Диаметр под подшипником: мм.

Ведомый вал:

Допускаемое напряжение на кручение принимаем 20 МПа

[1, с.296-297].

 мм.

Выбираем ближайшее значение из стандартного ряда [1, с.162]: =50 мм.

Принимаем диаметры валов под подшипниками: =55 мм. Диаметр вала под зубчатым колесом =60 мм. Диаметр буртика: =65 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

мм; мм; мм.

Колесо кованное:

мм; мм; мм.

Диаметр ступицы колеса:

мм [1, с.233]

Длина ступицы:

мм.

Принимаем мм.

Толщина обода цилиндрических колес:

мм

Принимаем мм.

Толщина диска кованых колес:

мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса редуктора определяем по формуле:

, [1, с.241]

мм. Принимаем =8 мм;

Толщину стенок крышки редуктора определяем по формуле:

, [1, с.241]

мм. Принимаем мм;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- толщина верхнего пояса корпуса и пояса крышки

мм; мм;

- толщина нижнего пояса корпуса

мм, принимаем p=20 мм.

Диаметры болтов:

- диаметры фундаментальных болтов:

мм.

Принимаем болты с резьбой М20;

- диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм;

Принимаем болты с резьбой М16;

- диаметры болтов, соединяющих крышку с корпусом:

мм;

Принимаем болты с резьбой М12.

6. Расчет параметров клиноременной передачи

Исходный данные для расчета: передаваемая мощность

; частота ведущего (меньшего) шкива ; передаточное отношение ; скольжение ремня .

1. По номограмме на рис. 7.3 (стр. 134) в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=1455 и передаваемой мощности P_тр= 6,215 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2. Вращающий момент

3. Диаметр меньшего шкива по формуле (7.25)

Согласно табл. 7.8 (стр. 132) с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем =140 мм

4. Диаметр большего шкива

Принимаем =560 мм

5. Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала В будет

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=140 мм и d₂=560 мм.

6. Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале (см. формулу (7.26))

Принимаем предварительно близкое значение а_р=700 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле (7.7)

Ближайшее значение по стандарту (табл.7.7 стр. 131) L=2800 мм.

8. Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня L (формула (7.27) стр.130)



При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*2800=28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025*2800=70 мм для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле (7.28)

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10 (стр.136):

Для привода к ленточному конвейеру при односменной работе С_р=1,0.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 (стр.135):

Для ремня сечения Б при длине L=2800 мм коэффициент C_L=1,05.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при

Коэффициент

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент

14. Число ремней в передаче по формуле (7.29):



Где Р₀-мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8); для ремня сечения Б при длина L=2240 мм, работе на шкиве d₁=140 и i ? 3 мощность Р₀= 3,21 кВт;

Принимаем z=3.

15. Натяжение ветви клинового ремня по формуле (7.30)

.

Тогда

16. Давление на валы по формуле (7.31 стр. 136)

17. Ширина шкивов В_ш (см. табл. 7.12)

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Учитывая расстояние а_w=180 мм вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

- зазор от торца ступицы А₁ = д = 8 мм;

- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8 мм;

- все остальные расстояния и зазоры принимаем конструктивно.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 40 мм и d_п2 = 55 мм. Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием (погружением зубчатого колеса в масло): [1, с. 394].

Условное обозначение подшипника	d	D	B	r	Грузоподъемность, кН
	мм	мм	мм	мм	динамическая С	статическая С0
208	40	80	18	2	32	17,8
211	55	100	21	2,5	43,6	25,0

Глубина гнезда подшипника l_г?1,5В; для подшипника 211 В=21 мм; l_г=1,5*21=31,5 мм; примем l_г=31 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают равной диаметру отверстия; в этом фланце Высоту головки болта примем 0,7

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

из предыдущих расчетов и первого этапа компоновки F_t = 3377,97 H,

F_r = 1260,98 Н, F_a=769,5 Н, l₁ = 66,6 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

H;

в плоскости yz

H;

Н;

Проверка: .

Суммарные реакции

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. [1, с. 169]

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Условие прочности:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см]=100120 МПа, при чугунной [_см]=5070 МПа.

Ведущий вал: d = 38 мм; размер шпонки мм,

t₁ = 5 мм, длина шпонки l = 70 мм, момент на ведущем валу Т₁= 40,78 Нмм.

МПа<[];

Условие прочности выполнено. Полумуфту изготавливают из чугуна марки СЧ 20.

Ведомый вал: из двух шпонок - под колесом и под звездочкой - более нагружена шпонка под звездочкой: d = 50 мм; сечение шпонки мм, t₁ = 6 мм; длина шпонки l = 50 мм (при длине ступицы звездочки 65 мм) момент на ведомом валу Т₃ = 10³ H.

МПа<[];

Обычно звездочки изготавливают из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Следовательно, условие прочности _см<[_см] выполнено.

Размещено на Allbest.ru

...