Проектирование привода бетоносмесителя

Новосибирский Государственный  Технический Университет

Кафедра прикладной механики

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

 

К курсовому  проекту по деталям машин 

на тему: Проектирование привода бетоносмесителя.

 

 

 

 

 

 

    Автор  проекта                                                                                                                         

    Специальность  (направление)       2102, автоматизация  технологических

                       процессов и производств. 

 

    Обозначение  проекта    КП-2068956-40-09-00

    Группа                                             

   Руководитель  проекта                                Чешев В. Ф.

 

   Проект защищен                      Оценка

(дата)

 

 

 

 

 

Новосибирск, 2001

 

 

 

Исходные данные.

 

1	Мощность на выходном валу привода, Рвых., кВт	3.5
2	Угловая скорость вала, w, с-1	8
3	Коэффициент годового использования, kг	1
4	Коэффициент суточного  использования, kс	1
5	Срок службы, L, лет	1

 

Особые условия работы смесителя.

1. Смеситель должен  работать на открытой площадке ( t окр. = ± 30°С);

2. Двигатель и смеситель  должны быть смонтированы на  корпусе редуктора.

График загрузки.                                                               

T -	номинальный крутящий момент;
Tп-	пусковой момент;
t -	время эксплуатации смесителя.

 

T,Нм

            Tп

                     T           

 

                            0.5T 

                           

                                                0.2T

  10^-3 t        0.4t        0.4t     0.2t            t 

                         t                           

Привод должен содержать:

1. Электродвигатель;

2. Открытую передачу;

3. Двухступенчатый редуктор.

 

 

 

 

 

 

I.Введение.

Бетоносмесители предназначены  для приготовления бетонных смесей из отдозированных компонентов: вяжущего ( цемента ), воды, химических добавок и заполнителей ( песка, щебня или гравия ).*

Бетоносмесители классифицируются по трем основным признакам:

- условиям эксплуатации;

- режиму работы;

- способу перемешивания. 

По условиям эксплуатации различают бетоносмесители:

- передвижные - для  небольших объемов работ на  рассредоточенных объектах;

- стационарные - в комплекте  технологического оборудования  бетоносмесительных установок и заводов.

По режиму работы бетоносмесители  делятся на две группы:

- цикличного действия;

- непрерывного действия.

В цикличных бетоносмесителях процесс приготовления бетонной смеси происходит по операциям: загрузка, перемешивание и выгрузка готового замеса. Последующая порция отдозированных компонентов подается в смесительную емкость после выгрузки готового замеса. Главным показателем цикличных бетоносмесителей является полезная вместимость емкости, в которой смешиваются компоненты.

Бетоносмесители непрерывного действия загружаются компонентами бетонной смеси непрерывным потоком постоянного сечения с помощью питателей или ленточных конвейеров. Компоненты в бетоносмеситель поступают одновременно и в процессе перемешивания перемещаются к выгрузочному люку. Готовая смесь непрерывно поступает в транспортные средства или накопительные емкости. Главным показателем бетоносмесителей непрерывного действия является производительность, измеряемая в м³/ч.

Основным классификационным  признаком бетоносмесителей является их разделение по способу смешивания:

- гравитационные;

- принудительного действия.

Бетоносмесители широко применяются в строительстве, большей  частью в бетоносмесительных установках.

Бетоносмеситель с электрическим  приводом предназначен для приготовления подвижных бетонных смесей и строительных растворов.

Бетоносмеситель состоит из рамы, траверсы, смесительного барабана с  приводом, механизма поворота и фиксации барабана.

 

Смесительный барабан с приводом, расположенным на траверсе, соединяется валом с фланцем и крепится стяжным болтом. Смесительный барабан может принимать фиксированные положения, при которых производится его загрузка, перемешивание смеси (ось барабана расположена под углом 55° или 75° к вертикальной оси ) и выгрузка готовой смеси ( ось барабана расположена под углом 120° к вертикальной оси ). Каждое положение фиксируется тормозом, оборудованным ножной педалью, тягой, пружиной, гайкой, тормозной вилкой, входящей в один из пазов диска, закрепленного на траверсе.

Привод смесительного  барабана осуществляется от двигателя  через эластичную муфту и редуктор. (см.схему привода)

На строительном объекте бетоносмеситель  устанавливается на ровной горизонтальной площадке. Смесительный барабан переводят в положение, при котором производится загрузка и перемешивание. Загрузка производится при вращающемся барабане. По окончании перемешивания барабан штурвалом при нажатой ногой тормозной педали переводят горловиной вниз и выгружают готовую бетонную смесь. После выгрузки барабан штурвалом при нажатой педали переводят в положение загрузки и цикл повторяется.

Для обеспечения безопасной работы вращающиеся части бетоносмесителя  ограждаются, двигатель заземляется.

 

 

       1 

      2   

     

 

       3 

      

 

                  4

      

                                                                              

 

1 - электродвигатель

2 - ременная передача

3 – корпус бетоносмесителя 

4 – редуктор     Рис.1

 

 

 

Подбор кинематической схемы привода:

 

 w = 8 рад/с ;  Р = 3,5 кН×м

n = 30w/p = 30×8/3,14 = 76,43 об/мин ;

Т = Р/w = 3,5 кН×м/8 с^-1= 437,5Н

 

Примем электродвигатели с частотой вращения:

n_дв1=1000 об/мин

n_дв2=1500 об/мин

n_дв3=750 об/мин

Общее передаточное отношение привода (u_об) находится по формуле:

u_об = n_дв / n_и.о.,

где n_и.о.=76,43 об/мин – частота вращения исполнительного органа (винта).

u_об1= 1000/76,43 = 13,08

u_об2= 1500/1666,6 = 19,63

u_об3= 750/1666,6 = 9,81

По найденным  значениям и по известному ряду передаточных отношений для передач, подберем привод для трех случаев:

 

1.  При n_дв1=1000 об/мин; u_об1=13,08.(Рис.2)

Общее, расчетное передаточное отношение (u_{об2расч.}) находится из произведения передаточных отношений ременной,  цилиндрической и конической прямозубых передач:

u_{об2расч} = u_рем.× u_ц.п..× u_к.п.= 1,6×2×4= 12,8

 

Подберем скорость исполнительного  органа для расчитанного передаточного отношения:

u_{и.о.расч}= n_дв1/ u_{об1расч.}= 1000/12,8 =78,125 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

  ,             условие выполняется.

  КПД привода рассчитывается по формуле:

    h = h_рем×h_ц.п.×h_к.п.×h_м×h_подш.  = 0,97×0,97×0,97×0,98×(0,99)³ = 0,87

 

Мощность электродвигателя:

 Вт

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

             Рис.2

 

2.  При n_дв2=1500 об/мин; u_об2=19,63.(Рис.3)

Общее, расчетное передаточное отношение (u_{об2расч.}) находится из произведения передаточных отношений цепной, конической и цилиндрической прямозубых передач:

u_{об2расч} = u_цеп.× u_к.× u_ц.п.= 2×2×5= 20

 

Подберем скорость исполнительного  органа для расчитанного передаточного  отношения:

u_{и.о.расч}= n_дв2/ u_{об2расч.}= 1500/20 =75 об/мин

 

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

  ,             условие выполняется.

                                  КПД привода рассчитывается по формуле:

                                                     h = h_цеп×h_к.п.×h_ц.п.×h_м×h_подш.=

                                                       =0,98×0,97×0,97×0,98×(0,99)³ = 0,87

Мощность электродвигателя:

 Вт

 

 

3.  При n_дв3=750 об/мин; u_об3=9,81.

u_{об3расч} = u_рем..× u_ц.п.× u_ц.п.= 1,25×1,6×5,0= 10      Рис. 3

 

Подберем скорость исполнительного  органа для расчитанного передаточного  отношения:

u_{и.о.расч}= n_дв3/ u_{об3расч.}= 750/10 =75 об/мин

 

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

  ,             условие выполняется.

                                  КПД привода рассчитывается по формуле:

                                                     h = h_цеп×h_к.п.×h_ц.п.×h_м×h_подш.=

                                                       =0,98×0,97×0,97×0,98×(0,99)³ = 0,87

Мощность электродвигателя:

 Вт

 

 

 

 

 

Рис.4

 

Обоснование выбора кинематической схемы.

 

Схема 1 в большей степени  удовлетворяет техническому заданию: выходной вал располагается под 75⁰ к горизонтали, ошибка по скорости и по мощности исполнительного органа не превышает 5%.А также, ременная передача обеспечивает меньший шум при работе и большую плавность хода ,чем цепная. КПД, обеспечиваемый данным приводом достаточно высок (h = 0,87).

 

Согласно выбранной  кинематической схеме принимаем  двигатель с частотой вращения 1000 об/мин 4А132S2 мощностью 5,5 кВт.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кинематический расчет привода

 

Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:

;

где  Р =4022,99 Вт – мощность двигателя;

      w = pn /30 = 3,14×1000 /30 =104,67 рад/с – угловая скорость вращения            двигателя (n – частота вращения двигателя).

Вращающие моменты на валах редуктора:

 

 

Частоты вращения и угловые  скорости на валах:

Находим ошибку по скорости на четвертом валу:

 

;

  ,             условие выполняется.

 

Мощность на выходном валу : Р = Т_{привода}× w₄ = 437,32×8,18 = 3577,27 Вт

D_р = (3577,27- 3500)/3500×100% = 2,2%.   [D_р]£ D_р на 5%

 

 

Расчет конической зубчатой пары

Выбор материала колес

 

Так как  в техническом  задании нет особых требований к  габаритам передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость для шестерни НВ 300, для колеса НВ 280.

Расчет допускаемых  контактных напряжений:

 

; [1, с.167-173]

где  S_H  - коэффициент безопасности  (при улучшении S_H =1,1);

      - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов (при НВ £ 350 : );

     - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки;

     N_HO - базовое число циклов;

     - эквивалентное число циклов;

n – частота вращения вала, с =1– число зацеплений,

T_i – текущий крутящий момент, T_max – максимальный крутящий момент за цикл (взяты из графика загрузки подъемника),

- суммарное время работы передачи,

где   L – лет работы, - коэффициент годового использования,

       - коэффициент суточного использования

 

Для шестерни:

670 МПа

N_HO = 26,4×10⁶

×8760 = 74,175×10⁶

 

 

= 609,09 МПа

 

Для колеса:

N_HO = 22,64×10⁶

×8760 = 18,54×10⁶

= 698,73 МПа

Расчет допускаемых  напряжений изгиба:

 

;  [1, c.173-174]

где - предел выносливости при изгибе (при улучшении ),

       Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (при              улучшении Y_R = 1,2),

       K_FC – коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки (если передача нереверсивная K_FC = 1),

     – коэффициент долговечности,

       N_FO – базовое число циклов (для всех сталей  N_FO = 4×10⁶ ),

       N_FЕ – эквивалентное число циклов (N_FЕ = N_НЕ ),

      S_F – коэффициент безопасности (S_F =1,75).

 

Для шестерни:

N_FЕ = 74,175×10⁶,

370,29 МПа.

 

 

Для колеса:

s_FO = 1,8×280 = 504 МПа

N_FЕ = 18,54×10⁸,

 

345,6 Мпа.

 

Расчет геометрических параметров колес (рис.5)

Рис.5

 

Передаточное отношение  передачи:        и =2;

Принимаем число зубьев шестерни:        z₁ = 40;

Внешний делительный  диаметр колеса:

;  [1, стр.154-155]

где вращающий момент на валу колеса:  Т₂ = 437,32 ·10 ³ Н·мм;

      приведенный  модуль динамичности:  Е_пр = 2,15·10 ⁵ МПа;

      коэффициенты:  К_Нβ = 1,07;  = 0,85;   К_be= 0,285;

принимаем d_e2 = 260 мм;

внешний окружной модуль:  = 260 / 80 = 3,25;

внешний делительный  диаметр шестерни: 130мм;

угол делительного конуса колеса: 76 ˚;

шестерни:  29 ˚;

внешнее конусное расстояние: 134 мм;

ширина зубчатого венца: 40 мм;

среднее конусное расстояние: 114 мм;

средний окружной модуль: = 2,76;

средний делительный  диаметр шестерни:  110,5 мм;

        колеса:  221 мм;

внешний диаметр вершин зубьев шестерни:  135 мм;

262 мм.

 

Расчет зубьев колес  на контактную выносливость:

 

;  [1, стр.154]

где вращающий момент на валу шестерни:  Т₁ = 115,7·10³ Н·мм;

коэффициент:  К_Н = 1,685;

угол зацепления: α =20˚;

- условие выполняется.

 

 

Расчет зубьев колес  на изгиб:

 

;  [1, стр.153]

где окружное усилие: 

коэффициенты:  K_F = K_H =1,685;  0,85;

коэффициент формы зуба (зависит от эквивалентного числа  зубьев ):  Y_F = 3,6;

  ;         266,49 < 345,6 – условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет цилиндрической зубчатой пары

 

Выбор материала колес:

 

Выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость для шестерни НВ 280, для колеса НВ 260.

 

Расчет допускаемых  контактных напряжений:

(расчет ведется как  и для конической передачи)

; [1, с.167-173]

 

Для шестерни:

N_HO = 22,64×10⁶

×8760 = 148,35×10⁶

= 572,73 МПа

 

Для колеса:

590 МПа

N_HO = 18,88×10⁶

×8760 =74,175×10⁶

 

= 536,36 МПа

 

 

 

 

 

 

Расчет допускаемых  напряжений изгиба:

(расчет ведется как  и для конической передачи)

 

;  [1, c.173-174]

      Для  шестерни:

504 МПа

N_FЕ = 148,35×10⁸,

 

345,6 Мпа.

 Для колеса:

N_FЕ = 74,175×10⁶,

 

320,91 Мпа.

    

 

Расчет геометрических параметров колес  (рис.6)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.6

 

 

 

 

Межосевое расстояние а найдем по формуле:

,  [2, c.32]

Принимаем значения коэффициентов:  y_ba= 0,25 – ширины венца;

K_Hb =1,07 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

       

Принимаем  а = 105 мм,

тогда ширина венца колеса:  b₂ = y_ba×a = 26 мм,

шестерни: b₁ = b₂ +5 =31 мм

Диаметр шестерни: 70 мм

диаметр колеса: d₂ = 2а - d₁ = 210 - 70= 140 мм;

модуль  m = (0,01…0,02) a = 1,05…2,1 принимаем m =2,

суммарное число зубьев  z_å  = 2×a /m = 105,

число зубьев шестерни:  z₁ = z_å /(u+1)= 105 /3 =35;

                             колеса: z₂ = z_å - z₁ = 105- 35 = 70,

уточняем передаточное отношение: и = z₂ / z₁ = 70 /35= 2 (оно не превышает допускаемого значения)

Диаметр выступов шестерни:  d_a1 = m (z₁ +2) = 2(35+2) =74 мм

       колеса:  d_a2 = m (z₂ +2) =2(70+2) =144 мм.

Диаметр впадин шестерни:     d_f1 = m (z₁ –2,5) =2(35-2,5) =65 мм

                                     колеса:  d_f2 = m (z₂ -2,5) =2(70-2,5) =135 мм.

 

 

 

Расчет зубьев колес  на контактную выносливость:

 

;  (расчет ведем по колесу)

Т₂ = 115,7·10 ³ Н·мм – вращающий момент вала колеса;

(538,86-536,36)/ 536,36 = 0,004*100% = 0,4%

 на 0,4%  - условие выполняется.

 

Расчет зубьев колес  на изгиб:

 

;   [2,  c.41 - 42];

окружное усилие: 

(Т₁ – вращающий момент на валу шестерни);

коэффициент, учитывающий  форму зуба: Y_F = 3,8 (при Z₁ =35);

модуль зацепления: ;

коэффициенты: ;

;           159,9 < 320,91 – условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет валов:

;  [2, стр.161] - расчетный диаметр  выходного конца вала;

где допускаемое напряжение:

предел прочности для  стали 45: 

предел выносливости: 

коэффициент запаса прочности:  n =3;

коэффициент концентрации напряжения:  R=1,5;       

Ведущий вал:

мм

действительный диаметр  выходного конца:

принимаем  d_д =24 мм;

диаметр под подшипниками примем  d_п =30 мм;  диаметр бурта d_б =35 мм;

длина выходного конца  L =36 мм

Промежуточный вал:

  принимаем  d_д =30 мм;

d_п =35 мм;  d_б =40 мм

Ведомый вал:

 принимаем  d_д =45 мм;

d_п =50 мм;  d_б =55 мм;

L =67,5мм;

Рис.7. Ведущий вал.

     

 

 

Рис.8.Промежуточный

          вал.

 

 

 

Рис.9. Ведомый вал.