Спроектировать привод к шнеку-смесителю

      Министерство  образования и науки Российской Федерации

    Федеральное агентство по образованию

    Государственное образовательное учреждение

    высшего профессионального образования

    «Комсомольский-на-Амуре  государственный технический университет» 

    Факультет самолетостроительный

    Кафедра МАХП 
     
     
     
     
     

    ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

    к курсовому проекту

    по  дисциплине «Детали машин и основы проектирования»

    Спроектировать  привод к шнеку-смесителю 
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     

      Студент группы 7ТС-1                                            Пунченко П.А.

    Руководитель проекта                                              Ступин А. В. 
     
     
     
     
     
     
     

    2010

 

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию 

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре  государственный технический университет» 

Кафедра «Машины и аппараты химических производств» 

____2009 /2010____  учебный год _____6_____  семестр 
 
 

УТВЕРЖДАЮ

Заведующий  кафедрой МАХМ ___________ А.В. Ступин

                   «____»  __________________  2009 года 
 
 
 
 
 

Техническое задание на курсовое проектирование

по  Деталям машин и основам конструирования 

Задание 11. Спроектировать привод к цепному конвейеру 

 
 
 
   Требуется:

  1). Выбрать электродвигатель. Определить  кинематические и силовые характеристики привода

  2) Рассчитать открытую и закрытую  передачи. Выполнит тепловой расчет  червячной передачи.

  3) Провести расчет валов на прочность  и жесткость.

  4) Выбрать подшипники по динамической  грузоподъемности.

  5) Разработать:

  – чертеж общего вида привода;

  – сборочный чертеж червячного редуктора;

  – сборочный чертеж приводного вала;

  – рабочие чертежи деталей (вала-червяка, червячного колеса, вала тихоходного; крышки подшипника).

 
Вариант 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Мощность  Р, кВт 1,5 4,5 5,5 6,0 7,0 8,5 10,0 13,5 14,0 16,0
Частота вращения приводного вала п, об/мин 45 50 65 70 80 85 95 75 90 60
Срок  службы привода LГ, годы 5 7 5 8 9 6 8 7 5 6
Коэффициент годового использования kг 0,85 0,75 0,85 0,95 0,85 0,95 0,85 0,75 0,85 0,95
Коэффициент суточного использования kс 0,95 0,65 0,55 0,85 0,65 0,55 0,65 0,75 0,85 0,55
 

Вариант __1__ 

Задание выдано студенту  _____________М.М. Червонному___________ 

Руководитель  проекта  ______________________________ А.В. Ступин

 

Содержание 

 

     1 Выбор  электродвигателя. Кинематический и силовой

        расчет привода 

     Определяем  общий КПД привода:

,

где – общий КПД привода;

       – КПД закрытой червячной  передачи;

       – КПД открытой цепной  передачи;

       – КПД пары подшипников  качения;

       – КПД муфты.

     По  таблице 2.2 [1] назначаем следующие значения КПД элементов привода: .

.

     Определяем  требуемую мощность электродвигателя , Вт:

,

где – мощность на валу рабочей машины, Вт.

.

     Определяем  общее передаточное число привода:

,

где – общее передаточное число привода;

       – передаточное число червячной  передачи;

       – передаточное число цепной передачи.

     По  таблице 2.3 [1] предварительно назначаем передаточное число червячной передачи ; передаточное число цепной передачи .

.

     Определяем  требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

,

где – требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

     – частота вращения вала  рабочей машины, об/мин.

.

     По  найденным значениям и по таблице К9 [1] выбираем электродвигатель 4АМ100L6У3, мощность которого кВт, частота вращения вала об/мин. 

 

     

     Уточняем  общее передаточное число привода:

,

.

     Принимаем передаточное число червячной передачи . Уточняем передаточное число цепной передачи:

;

.

     Определяем  частоты вращения , об/мин, и угловые скорости , рад/с, валов привода:

;

;       
;

;       
;

;       
;

;       
;

     Определяем  мощности , Вт, на валах привода:

;

;

;

.

     Определяем  крутящие моменты , Н·м, на валах привода:

;

;

;

;

.

     Результаты  расчета кинематических и силовых  параметров привода сводим в таблицу 1. Данные параметры являются исходными данными для проектного расчета закрытой червячной и открытой цепной передач. 

Таблица 1 – Кинематические и силовые  параметры привода

Передача Передаточное

число

 Частота

вращения,

об/мин

 Угловая скорость, об/мин Мощность, Вт Крутящий  момент,

Н·м
Червячная 10,5 950 90,5 99,4 9,46 2200 1751,2 22,11 181,2
Цепная 2 90,5 45,23 9,46 4,73 1751,2 1655,3 181,2 339,1

 
 
 
 

 

     2 Расчет  закрытой червячной  передачи 

     2.1 Выбор материала 

     В зависимости от передаваемой мощности выбираем в качестве материала червяка сталь 40Х, которая имеет следующие механические характеристики (таблица 3.2) [1]: твердость 435 НВ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, предел текучести Н/мм2, предел прочности Н/мм2.

     Материал  червячного колеса выбирается в зависимости  от скорости скольжения , м/с:

,

где – частота вращения червяка, об/мин;

     – крутящий момент на  валу червячного колеса, Н·м.

.

     В качестве материала зубчатого венца  червячного колеса принимаем бронзу БрА9Ж3Л (вторая группа материалов с  ), для которой Н/мм2, Н/мм2. 

     2.2 Расчет допускаемых напряжений 

      Работоспособность передач с червячными колесами из безоловянистых бронз и чугуна при > 300 МПа ограничена обычно заеданием. Для таких передач допускаемое напряжение , МПа, определяется только от скорости скольжения. Для безоловянистых бронз

,

где – допускаемое напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемен напряжений, МПа.

     Для цементируемого червяка  МПа; для червяка, закаленного токами высокой частоты (ТВЧ) МПа.

.

      При изготовлении червячного колеса из материалов второй группы ( м/с) допускаемое напряжение на выносливость при изгибе , МПа, для нереверсивной передачи определяется по формуле

 

      

,

где – коэффициент долговечности по напряжениям изгиба, определяемый по формуле

,

где – базовое число циклов перемен напряжений;

          – эквивалентное число  циклов перемен напряжений.

        

      При постоянном режиме работы эквивалентное число циклов перемен напряжений определяется по аналогии с цилиндрическими зубчатыми передачами:

,

где – срок службы привода, ч.

      Срок  службы привода определяем по формуле

;

.

.

      Так как полученное значение > , то принимаем .

.

. 

     2.3 Проектный расчет  на контактную  выносливость.

         Определение геометрических параметров передачи 

      При стальном червяке и бронзовом (чугунном) колесе межосевое расстояние , мм, определяется по формуле

где – допускаемое контактное напряжение, МПа;

        – крутящий момент на  валу колеса, Н·мм;

        – коэффициент нагрузки.

     Коэффициент нагрузки определяется по формуле

,

где – коэффициент неравномерности (концентрации) нагрузки;

      – динамический (скоростной) коэффициент.

      При постоянной нагрузке и . Динамический коэффициент определяется в зависимости от точности передачи и окружной скорости колеса. Обычно . При точном изготовлении передачи и окружной скорости на делительном диаметре червячного колеса м/с принимают .

.

      Найденное значение межосевого расстояния округляют по ГОСТ 2144-76 до ближайшего стандартного значения. В рамках курсового проектирования допускается округлять до значения, оканчивающегося на “0” или “5”. Принимаем .

      Предварительное значение модуля т, мм, определяется по формуле

,

где – число зубьев червячного колеса.

      Число зубьев червячного колеса стандартами не устанавливается. Минимальное число зубьев в силовых передачах (при меньших значениях ухудшаются условия работы передачи, происходит подрез зубьев червячного колеса). Для силовых передач оптимальными значениям являются (при > 80 значительно увеличиваются габариты передачи).

      Число заходов (витков) червяка выбирается в зависимости от передаточного отношения и требуемой точности передачи. С увеличением уменьшается точность червяков и передачи. Стандарт устанавливает значения . Передачи большой мощности не выполняют с однозаходными червяками из-за малого КПД и сильного нагрева.

      Исходя  из выше сказанного, при передаточном числе принимаем . Число зубьев червячного колеса:

;   
.

.

      Принимаем по ГОСТ 2144-78 (допустимое значение).

      Коэффициент диаметра червяка рекомендуется выбирать , так как увеличение приводит к снижению КПД передачи, а уменьшение – к падению изгибной жесткости червяка. В соответствии с последним условием допустимым считается значение . Меньшие значения применяют в быстроходных передачах (для ограничения окружных скоростей – v < 15 м/с). Большие значения обеспечивают червяку достаточную жесткость, поэтому их выбирают при высоких значениях передаточного числа и многозаходных червяках, кода из-за больших значений делительных диаметров червячного колеса ( ) расстояние между опорами вала-червяка получается значительным ( ). Исходя из выше сказанного значение коэффициента диаметра червяка будет находиться в интервале значений . По ГОСТ 2144-78 принимаем .

      Определяем  коэффициент смещения червяка. Червяки со смещением изготавливают в основном для вписывания передачи в стандартное межосевое расстояние . Обеспечение стандартных межосевых расстояний особенно важно для редукторов, так как это облегчает унификацию корпусных деталей. Предпочтительно использовать положительное смещение, при котором одновременно повышается изгибная прочность зубьев червячного колеса.

      

      При выбранных стандартных значения , и коэффициент смещения червяка определяется по формуле

;  
.

.

     Фактическое передаточное число передачи:

.

      Проверяем выполнение условия:

%;

%.

      Определяем  геометрические параметры передачи.

      Делительный диаметр червяка , мм:

;     
.

      Диаметр начальной окружности червяка, мм:

;     
.

      Диаметр вершин витков , мм:

;     
.

      Диаметр впадин , мм:

;     

      Делительный угол подъема линии витка червяка, град, определяется по следующей формуле

;    
.

      Длина нарезанной части червяка  принимается такой, чтобы обеспечить зацепление витков червяка с возможно большим числом зубьев колеса. Чем больше число зубьев , тем больше ,мм:

,

где – коэффициенты, выбираемые в зависимости от числа заходов червяка; при , .

;

.

      Для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину увеличивают на 25 мм при модуле < 10 мм. Принимаем мм.

      Диаметр делительной окружности червячного колеса , мм:

;        
.      
.

      Диаметр окружности вершин зубьев червячного колеса , мм:

;

.

      Диаметр червячного колеса наибольший , мм:

;

.

      Диаметр окружности впадин , мм:

;

.

      Ширина  колеса назначается из условия получения необходимого угла обхвата витков червяка червячным колесом. Ширину колеса принимают по ГОСТ 19650-74. При

;       
.

      Принимаем из ряда нормальных линейных размеров мм.

      Угол  обхвата при найденном значении определяется по формуле

,

где – диаметр верши червяка.

      Для силовых передач .

;   
. 

     2.4 КПД червячной пары 

      По  аналогии с винтовой парой при  ведущем червяке КПД определяется по формуле

,

где – угол трения.

      Угол  трения определяется по формуле

,

где – коэффициент трения, зависящий от скорости скольжения.

      КПД увеличивается с увеличением  числа заходов червяка (увеличивается угол подъема витков червяка : ) и с уменьшением угла трения (коэффициента трения).

      Скорость  скольжения направлена по касательной к линии витка червяка (рисунок 2.1):

,

где – окружные скорости, соответственно, червяка и колеса на начальном диаметре, м/с.

.

      Окружные  скорости, м/с, определяются по формуле

,

где – начальные диаметры, мм.

;    . 

Рисунок 2.1 – К определению скорости скольжения 

       По найденной скорости скольжения по таблице 4.9 [1] методом линейной интерполяции находим значение угла трения. Из подобия треугольников (рисунок 2.2) имеем следующую пропорцию:

.

Откуда

.

. 
 
 

     2.5 Силы в зацеплении 

      Сила  зацепления в червячной паре раскладывается на три составляющие (рисунок 2.3).

      Окружная  сила на колесе равна осевой силе на червяке , Н:

;

.

      Окружная  сила на червяке  равна осевой силе на колесе , Н:

;

.

      Радиальные  составляющие силы зацепления, Н:

,

где – угол профиля.

. 

Рисунок 2.3 – Силы в зацеплении 
 

      2.6 Проверочные расчеты на прочность 

      2.6.1 Проверочный расчет  на контактную  выносливость

      

      

      Проверочный расчет на контактную выносливость проводится по следующему условию

.

      Окружная  скорость на делительном диаметре червячного колеса м/с, поэтому принимаем .

 

      2.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе 

      Проверочный расчет на изгибную прочность для червячных передач выполняется по червячному колесу:

,

где – коэффициент формы зуба червячного колеса, определяемый в