Курсовая работа: Привод к шнеку-смесителю

6

Уфимский государственный нефтяной технический университет

КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ТЕМЕ:

ПРИВОД К ШНЕКУ-СМЕСИТЕЛЮ

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет открытой плоскоременной передачи

2.1 Проектный расчет плоскоременной передачи

2.2 Проверочный расчет плоскоременной передачи

3. Расчет закрытой червячной передачи редуктора

3.1 Проектный расчет червячной передачи

3.2 Проверочный расчет червячной передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора

4.1 Расчет быстроходного вала

4.2 Расчет тихоходного вала

5. Конструктивные размеры червяка и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап эскизной компоновки редуктора

8. Подбор и проверка долговечности подшипников

8.1 Расчет подшипников быстроходного вала

8.2 Расчет подшипников тихоходного вала

9. Проверочный расчет шпоночных соединений

10. Проверочный расчет валов

11. Смазка редуктора и подшипников

12. Сборка редуктора

Список литературы

Введение

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора - понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор, как законченный механизм, соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора на валах неподвижно закреплены зубчатые или червячные передачи. Валы опираются в основном на подшипники качения. Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда к редуктору предъявляются повышенные требования по уровню вибраций и шума, при очень высоких частотах вращения, при отсутствии подшипников качения нужного размера или при очень близком расположении параллельных валов редуктора. Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи, с чем число разновидностей редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.

Достоинства зубчатых редукторов:

постоянство передаточного числа и компактность;

высокий КПД и длительный срок службы;

простота обслуживания;

К недостаткам следует отнести следующее:

для изготовления быстроходных передач требуются станки высокой точности;

передачи не могут быть предельными и при перегрузке не предохраняют от поломки другие детали машины.

наличие вибраций;

невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные для расчета:

- тяговая сила шнека F, кН 3,1

- скорость перемещения смесих, м/с 1,2

- наружный диаметр шнека D, мм 600

- угол наклона ременной передачи, град 45

- срок службы, лет 4

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.

Определяем требуемую мощность двигателя рабочей машины Ррм, кВт:

, (1)

.

Общий коэффициент полезного действия

,(2)

где - КПД закрытой червячной передачи, ;

- КПД открытой плоскоремённой передачи, ;

- КПД пары подшипников качения, ;

- КПД пары подшипников скольжения, ;

- КПД муфты, .

Определим требуемую мощность двигателя , кВт:

кВт(3)

Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А основного исполнения (закрытые обдуваемые) номинальной мощности , большей, но ближайшей к требуемой : . Применив для расчёта четыре варианта типа двигателя. По таблице 25.3 стр. 347 для требуемой мощности подходят электродвигатели со следующих марок:

Таблица 1 - Электродвигатели асинхронные с короткозамкнутым ротором

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

, (4)

об/мин.

Определим передаточное число привода для каждого варианта:

,(5)

Производим разбивку передаточного числа привода , принимая для всех вариантов передаточное число червячного редуктора постоянным uзп=10

Таблица 2 - Передаточные числа привода

привод вал подшипник

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводам:

четвертый вариант затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством червячного редуктора и ремённой передачи из-за большого передаточного числа всего привода;

первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения (двигатель весьма металлоёмкий);

в третьем варианте получилось большое значение передаточного числа ремённой передачи, уменьшение которого за счёт уменьшения передаточного числа редуктора нежелательно.

Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй. Здесь передаточное число плоскоремённой передачи имеет приемлемое значение.

Определим силовые и кинематические параметры привода. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.

Таблица 3 - Определение силовых и кинематических параметров привода

2. Расчёт открытой плоскоремённой передачи

Исходные данные для расчета:

Передаваемая мощность Рдв, кВт4,8

Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв, Нм 47,5

Частота вращения электродвигателя nдв, об/мин965

Угловая скорость электродвигателя , 1/с101

Передаточное число uоп2,53

6

Рисунок 1 - Геометрические и силовые параметры ремённой передачи.

2.1 Проектный расчёт плоскоременной передачи

Определяем диаметр ведущего шкива .

d1=(35…70)д=(35…70)2,8=98…196 мм.

Принимаем d1 =160 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива:

(6)

где -коэффициент скольжения,

принимаем стандартное значение d2=400мм.

Определяем фактическое передаточное число :

, (7)

Отклонение передаточного числа:

, (8)

что допустимо.

Ориентировочное межосевое расстояние :

(9)

Определяем расчётную длину ремня:

(10)

Выбираем ближайшее стандартное значение l=2500 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния:

(11)

Найдём угол обхвата ремнём ведущего шкива :

(12)

2.2 Проверочный расчёт плоскоременной передачи

Определим скорость ремня :

(13)

где допускаемая скорость для клиновых ремней,

Следовательно, условие скоростного ограничения выполняется.

Определяем частоту пробегов ремня :

(14)

где допускаемая частота пробегов ремня, условие Uгарантирует долговечность ремня - 1000…5000 ч.

следовательно, условие выполняется.

Определяем окружную силу, передаваемую одним ремнем:

, (15)

Допускаемаяудельная окружная сила:

, (16)

где допускаемая приведённая удельная окружная сила, определяем по таблице 5.1 [6] в зависимости от диаметра ведущего шкива[k0]=1,6МПа;

коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, из таблицы 5.2 стр. 82 при нагрузке с умеренными колебаниями и двухсменном режиме работы -Ср=0,9;

коэффициент, учитывающий влияние угла охвата ведущего шкива, из таблицы 5.2 - для плоских ремней при Сб=0,94;

коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробежной силы, Cх=1;

коэффициент, учитывающий влияние диаметра меньшего шкива Сd=1,2;

коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями плоского ремня =0,85.

Определим ширину ремня:

Принимаем b=160 мм.

Определим площадь поперечного сечения ремня:

Определим силу предварительного натяжения ремня:

, (17)

где - предварительное натяжение, определяем по таблице 5.1 =2 МПа.

.

Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:

, (18)

Определим силу давления ремня на вал :

, (19)

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

, (20)

где - напряжение растяжения,

- напряжения изгиба,

где Еи- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Еи=80…100 МПа;

- напряжения от центробежных сил,

МПа.

где - плотность материала ремня, для плоских ремней =1000…1200 кг/м3.

Таблица 4 - Параметры плоскоременной передачи

3. Расчёт закрытой червячной передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

Быстроходный вал

угловая скорость вала40

вращающий момент на валу Т1, Нм114,3

мощность Р1, кВт 2,53

Тихоходный вал

угловая скорость вала 4

вращающий момент на валу Т2, Нм962

передаточное число - uзп10

3.1 Проектный расчет червячной передачи

Выбираем марку материала для венца червячного колеса, для чего определяем скорость скольжения по формуле

хs=, (21)

хs = = 1,7 м/с

По таблице 3.5 [6] выбираем чугун СЧ18, имеющую следующие характеристики: уви = 355МПа

Допускаемые контактные напряжения:

[уH] = 175-35нs= 175-35·1,7 = 115,5МПа

Так как червяк расположен внемасляной ванны, то [уH] уменьшаем на 15%.

[уH] = 0,85·115,5?98,2 МПа

Допускаемые изгибные напряжения:

[уF] = 0,075уBиKFL = 0,075·355·1 = 26,625 МПа

где KFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы

Так как N=, то принимаем N=106.

где - продолжительность смены, ;

L - срок службы редуктора, L=4 года;