Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Московская государственная академия тонкой химической технологии им. М.В. Ломоносова

Кафедра прикладной механики и основ конструирования

Пояснительная записка к курсовому проекту на тему:

«Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой»

Выполнил: Грушевенко Е.

Консультант: Бульба В. Л.

Группа: Е-203

Москва, 2012 г.

Оглавление

  • Введение
  • 1. Условие обеспечения работоспособности аппарата
  • 2. Кинематический расчет привода
  • 2.1 Определение общего КПД привода
  • 2.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
  • 2.3 Выбор типа электродвигателя
  • 2.4 Определение номинальной частоты вращения электродвигателя.
  • 2.5 Определение передаточного отношения привода и его ступеней
  • 2.6 Определение силовых и кинематических параметров привода
  • 3. Расчет клиноременной передачи
  • 3.1 Подбор сечения ремня
  • 3.2 Определение диаметра шкивов
  • 3.3 Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи
  • 3.5 Определение межосевого расстояния
  • 3.6 Определение длины ремня
  • 3.7 Уточнение межосевого расстояния
  • 3.8 Определение угла обхвата
  • 3.9 Определение числа ремней
  • 3. 10 Определение окружной скорости вращения ремня
  • 3. 11 Определение силы натяжения ветви ремня
  • 3. 12 Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи
  • 4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
  • 4.1 Выбор материала для передачи
  • 4.2 Проектировочный расчет выносливость передачи по контактным напряжениям
  • 4.3 Расчет геометрических параметров передачи
  • 4.4 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
  • 4.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
  • 5. Проектировочный расчет ведомого вала редуктора
  • 5.1 Определение диаметра концевой части ведомого и ведущего вала редуктора
  • 5.2 Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником
  • 5.3 Определение диаметра вала под подшипником
  • 5.4 Определение диаметра буртика
  • 5.5 Определение диаметра вала под колесом и шестерней
  • 5.6 Определение диаметра резьбовой части на конце вала
  • Расчет конструктивных размеров колеса.
  • 6.1 Определение длины ступицы
  • 6.2 Определение диаметра ступицы
  • 6.3 Определение толщины обода
  • 7. Расчет элементов корпуса редуктора
  • 7.1 Определение толщины стенок корпуса и крышки
  • 7.2 Определение толщины поясов корпуса и крышки
  • 7.3 Определение толщины ребер жесткости корпуса и крышки
  • 7.4 Определение диаметра крепежных болтов
  • 7.6 Выбор условий смазки редуктора
  • 7.7 Выбор сорта и марки масла
  • Подбор подшипников.
  • Расчет шпонок.
  • 9.1 Расчет шпонки для конического колеса
  • Муфты, их назначение, выбор.
  • 11. Расчет допусков и посадок
  • 11.1 Посадка колеса на вал
  • 11.2 Посадка муфты на вал
  • 12. Расчет ведомого вала на выносливость
  • Список литературы

Введение

Химические аппараты предназначены для осуществления одного или нескольких химических, физических или физико-химических процессов (химические реакции, теплообмен без изменения агрегатного состояния, испарение, конденсация, кристаллизация, растворение, эмальгирование, выпаривание, ректификация, абсорбция, адсорбция).

Во многих технологических процессах применяются емкостные аппараты с мешалками, которые работают под давлением. Эти аппараты имеют цилиндрическую форму, так как она целесообразна при работе под давлением и лучше обеспечивает герметичность аппарата.

Вертикальное исполнение тонкостенных цилиндрических аппаратов следует предпочитать горизонтальному исполнению, так как в горизонтальных аппаратах появляются дополнительные изгибающие моменты от силы тяжести самого аппарата и среды, расположенной в нем.

Вертикальный аппарат состоит из цилиндрической части, называемой обечайкой, к которой приваривается выпуклое, штампованное или сварное днище конической, эллиптической или сферической формы. Иногда применяются плоские днища для аппаратов диаметром меньше 500 мм. Крышки аппаратов могут быть следующих видов: полушаровыми, эллиптическими, плоскими. Днища и крышки изготовляют из тех же материалов, что и обечайки.

Крышка аппарата соединяется с обечайкой при помощи фланцев. Герметичность фланцевых соединений обеспечивается прокладкой, а затяжка фланцевых болтов обеспечивает герметичность аппарата. Для герметичности аппарата используют также сальниковое или торцевое уплотнение, которое устанавливается в том месте, где вводится в крышку аппарата вращающий вал мешалки.

Присоединение к аппаратам трубопроводов и контрольно-измерительных приборов производится с помощью штуцеров. Преимущественным распространением пользуются фланцевые штуцера, реже встречаются штуцера резьбовые. Они предназначены для осмотра аппарата, загрузки сырья, очистки аппарата, его ремонта, а также для сборки и разборки внутренних устройств. Для этих целей служат также люки, лазы и смотровые окна. При съемных крышках аппараты могут быть без люков.

Размещение штуцерных люков должно обеспечивать удобство и безопасность аппарата. Для выгрузки готового продукта и изделия служит штуцер, вваренный в днище аппарата. Установка аппаратов на фундамент осуществляется с помощью лап и опор.

Перемешивание вещества в аппаратах производится либо механическим, либо пневматическим способами. Механическое перемешивание осуществляется мешалками.

Для приведения во вращение механических перемешивающих устройств служат приводы, состоящие из электродвигателей, ременных передач и редукторов, которые укреплены на стойке, расположенной над аппаратом. Стойка крепится с помощью болтов к опорной плите, приваренной к крышке аппарата.

Вал мешалки соединяется с выходным валом при помощи муфты. При большой длине вала мешалки устанавливают кольцевую опору.

Обогрев аппаратов осуществляется обычно с помощью рубашек, диаметр которых принимают на 40−100 мм больше диаметра аппарата.

К корпусу стального аппарата рубашку приваривают. Обогревающую жидкость подают в рубашку через нижний штуцер, а удаляют через верхний, чтобы рубашка была заполнена теплоагентом. Обогревающий пар подают в рубашку через вертикальный штуцер, расположенный вверху аппарата, а через нижний штуцер отводят конденсат.

1. Условие обеспечения работоспособности аппарата

Аппараты химического производства работают в сложных условиях, подвергаются действию высоких температур, что в присутствии кислорода приводит к коррозии, содержат ядовитые горючие и взрывоопасные вещества, поэтому при расчете аппаратов химического производства применяют запасы прочности более высокие, чем обычно принято в машиностроении, а также эти аппараты должны соответствовать следующим требованиям:

должны соответствовать прочностным требованиям при нагружении корпуса аппарата внутренним давлением газообразной или жидкой среды — должны выдерживать высокие давления;

соответствовать условиям герметичности, что реализуется геометрической формой оболочек корпуса аппарата при нагружении внешним давлением;

соответствовать требованиям коррозионной стойкости материалов деталей корпуса, находящихся в контакте с агрессивными средами;

материалы корпуса должны соответствовать теплостойкости при наличии повышенной температуры в аппарате;

должны соответствовать требованиям герметичности разъемных и неразъемных соединений деталей корпуса (фланцевых и сварных), что достигается благодаря высокому качеству сварных швов, уменьшению числа разъемных соединений и увеличению плотности подвижных соединений.

Расчетный срок службы аппаратов — 10−12 лет. Долговечность и надежность аппаратов возрастает за счет использования материалов, устойчивых к коррозии, действию высоких температур и за счет контроля за состоянием стенок аппарата, сварных швов и антикоррозийных покрытий.

вертикальный аппарат привод мешалка

Требования к химическому оборудованию (конструированию, изготовлению аппаратов, конструкционным материалам) регламентируется нормативными документами, основные из которых следующие:

· Правила Гостехнадзора по устройству и безопасности эксплуатации сосудов, работающих под давлением

· ГОСТ 26–291−71

· Правила техники безопасности для проектирования и эксплуатации взрыво- и пожароопасных производств в химической и нефтехимической промышленности.

2. Кинематический расчет привода

Исходные данные:

Рабочая мощность Pp = 2,4 кВт

Рабочая частота вращения вала мешалки np = 120 об/мин

2.1 Определение общего КПД привода

КПД зубчатой передачи (коническими колесами) в закрытом корпусе hкон = 0,96. (источник № 1, стр. 5, табл.1.1.). КПД клиноременной передачи hкл/р = 0,95. (источник № 1, стр. 5, табл.1.1.). КПД подшипников hподш = 0,99

(источник № 1, стр. 5, табл.1.1.)

Общий КПД привода:

hобщ = hкон·hкл/р·?hподш2 = 0,96·0,95·0,99 2 = 0,894

2.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

Расчет требуемой мощности проведем по формуле

Pтреб = Рр,/?hобщ = 2,4/0,894 = 2,7 кВт

2.3 Выбор типа электродвигателя

Для данной установки, используя рассчитанное выше значение требуемой мощности, выберем электродвигатель 4А112М6А6УЗ (источник № 1, стр. 390, табл. П1)

Рабочая мощность Pэд = 3,0 кВт

(источник № 1, стр. 390, табл. П1)

Синхронная частота nэдс = 1000 об/мин

(источник № 1, стр. 390, табл. П1)

Коэффициент скольжения s = 4,7%

(источник № 1, стр. 390, табл. П1)

2.4 Определение номинальной частоты вращения электродвигателя.

nэд = nэд с· (1-s) = 1000· (1−0,047) = 953 об/мин

2.5 Определение передаточного отношения привода и его ступеней

2.5.1 Определение общего передаточного отношения привода.

iобщ = nэд. / np = 953/120=7,49

2.5.2 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням

iкон = 2,5 — выбрано в соответствии со стандартным рядом (источник № 1, стр. 49)

iкл/р = iобщ/ iкон= 7,49/2,5=3,31 < 4

2.6 Определение силовых и кинематических параметров привода

2.6.1 Определение параметров вала электродвигателя.

nэд = 953 об/мин Pтреб = 2,70 кВт

Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:

Мэд = 9550·Pтреб/nэд = 9550·2,7/953 = 27 Н·м

2.6.2 Определение параметров ведущего вала редуктора

P1 = Pтребкл/рподш=2,7·0,95·0,99=2,54 кВт

n1 = nэд /iкл/р = 953/3,31=300 об/мин

M1 = 9550·P1/n1 = 9550·2,54/300 = 90,78 Н·м

2.6.2 Определение параметров ведомого вала редуктора

P2 = P1·hкон·?hподш=2,54·0,96·0,99=2,41кВт

n2 = n1/ iкон=300/2,5=120 об/мин

M2 = 9550·P2/n2 = 9550·1,45/130= 191,7 Н·м

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные.

Передаточное отношение для клиноременной передачи iкл/р = 3,31

Требуемая мощность электродвигателя, Pтреб = 2,7кВт

Номинальная частота вращения электродвигателя, nэд = 953 об/мин

3.1 Подбор сечения ремня

По номограме 7.3 ист.1 стр. 134 выбираем ремень сечения, А резинно-тканный с клиноременной передачей.

3.2 Определение диаметра шкивов

d1 =3 — 4 3эд = 3 — 4 3v 27 000 =90 — 120 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17 383–73 (источник № 1, стр. 120), получаем: d1 = 100 мм. Относительное скольжение ремня берем e = 0,01 как для передачи с регулируемым натяжением ремня (источник № 1, стр. 120)

d2 = d1·iкл/р (1-e) = 100·3,31 (1−0,01) = 328,3 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17 383–73 (источник № 1, стр. 120), получаем: d2 = 355 мм

3.3 Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи

iкл/р = d2ГОСТ/ (d1ГОСТ (1-e)) = 355/ (100 (1−0,01)) = 3,58

3.5 Определение межосевого расстояния

T0=8 мм для типа ремня А.

Тогда минимальное межосевое расстояние определим по формуле:

amin= 0,55 (d1+d2) +T0 = 0,55· (100+355) +8 = 258,3 мм

Максимальное межосевое расстояние:

amax= (d1+ d2) 2= (100+355) 2 =910 мм

Принимаем предварительно близкое значение, а = 600 мм.

3.6 Определение длины ремня

Определение длины ремня проведем по формуле (7. 7), источник № 1, стр. 120

Lр = 2a + 0,5p (d1+d2) + = 2·600 + 0,5p (100+355) + (355−100) 2/ (4*600) = 1941,40 мм

Согласно ГОСТ 1284. 1−80, длину ремня можно принять равной Lp = 2000 мм.

3.7 Уточнение межосевого расстояния

Теперь уточним межосевое расстояние для выбранной выше длины ремня по формуле (7. 27) источник № 1, стр. 130.

w= 0. 5¦Р (d1+d2) =0. 5?3. 14?455 = 714. 35 мм

y = (d2-d1) 2 = (355−100) 2= 65 025 мм2

3.8 Определение угла обхвата

Определим угол обхвата по формуле (7. 28) источник № 1, стр. 130

180−57 (355−100) /629,9 = 156,9 0

3.9 Определение числа ремней

Число ремней определим по формуле (7. 29) источник № 1, стр. 135.

z = (Pтреб CP) / (P0CLCaCz) = (2,7·1,2) / (1,08·0,90·0,92·0,95) = 2,65

Число ремней следует округлять в большую сторону, так как это требуется для запаса прочности. Требуется 3 ремня.

Ср = 1,2 (источник № 1, стр. 136, табл.7. 10) — коэффициент режима работы, учитывая условия эксплуатации.

СL = 0,95 по ГОСТу 12 843−80 (источник № 1, стр. 135, табл.7. 9) — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

Сб = 0,92 (источник № 1, стр. 135) — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

Сї = 0,90 (источник № 1, стр. 135) — коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Ро = 1,08 кВт (источник № 1, стр. 132, табл.7. 8) — мощность, допускаемая для передачи одним ремнем.

3. 10 Определение окружной скорости вращения ремня

d1 =100 мм = 0,1 м v = (p·d1·nэд) /60 = 3,14?0,1?953/60=5,0 м/c

3. 11 Определение силы натяжения ветви ремня

Рассчитаем силу натяжения ветви ремня по формуле (7. 30), источник № 1, стр. 136.

Коэффициент q = 0,1 (для ремня типа А) берем из стандартного ряда (источник № 1, стр. 136).

3. 12 Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи

Данная сила рассчитывается по формуле (7. 31), источник № 1, стр. 136.

FB = 2F0 zsin (a1/2) = 2·192·3·0,979 =1127 H

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Проектный расчет закрытой конической передачи выполняется на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба, чтобы установить не появляется ли усталостное разрушение зубьев.

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M1 = 90,78 Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M2 = 191,7 Н·м

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, iкон = 2,5

4.1 Выбор материала для передачи

Примем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=270, для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=245

По таблице 3.3 стр. 34 источник 1.

4.2 Проектировочный расчет выносливость передачи по контактным напряжениям

4.2.1 Определение допускаемого контактного напряжения для колеса.

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение

Примем (по условиям проекта),; [SH] = 1,15. [sH] =, где sHlim b = 2HВ +70 — предел контактной выносливости при базовых нагружениях.

КHL=1,0 — коэффициент долговечности, [SH] =1,15 — коэффициент безопасности

1= 1 (2?270 +70) / 1. 15 = 530.4 Н/мм2

[¦ТH] = 1? (2?245 + 70) /1. 15 = 486.3 Н/мм2

4.2.2 Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12 289–76 примем. По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда Kd = 99

Коэффициент KH? (из таблицы 3. 1, источник № 1, стр. 32) примем равным 1,2

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

По ГОСТ 12 289–76 de2 округлим до 225 мм

4.3 Расчет геометрических параметров передачи

4.3.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Выберем число зубьев шестерни равным 20 по стандартному ряду из источника 1 стр. 49, z1 шест. = 20. Тогда число зубьев колеса будет равно z2 кол. = iкон. · z1 шест. = 2,5•20 = 50

4.3.2 Определение внешнего окружного модуля.

Внешний окружной модуль определим по формуле

me = de2 /z2 = 225/50= 4,5 мм

4.3.3 Определение делительных углов шестерни и колеса.

Определим углы делительных конусов d1 и d2.

Для колеса: d2 = arctg iкон. = arctg 2,5 = 68,20 O

Для шестерни: d1 = 90O - d2 = 90O — 68, 20O = 21,8O

4.3.4 Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.

Расчет произведем по ГОСТ 19 624–74 (таблица 3. 11., источник № 1, стр. 50)

Re = мм

Ширина зуба рассчитывается по источнику № 2, стр. 285 таблица 10. 5

bкbRe· Re= 0,285·121,16=34,53 мм, принимаем длину зуба равной 34 мм

bш=bк + 2 мм = 36 мм

4.3.5 Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

dе1 = mе·z1 = 3 · 21 = 63 мм

4.3.6 Определение среднего конусного расстояния.

Расчет произведем по ГОСТ 19 624–74 (таблица 3. 11., источник № 1, стр. 50)

R = Re-0,5b = 121,16 — 0,5·34 = 104,16 мм

4.3.7 Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19 624–74 (таблица 3. 11., источник № 1, стр. 50)

Средний окружной модуль: m = me·R/Re = 4,5·104,16/121,16 = 3,86 мм

4.3.8 Определение среднего делительного диаметра.

шестерни: d1 = m·z1 = 3,86·20 = 77,36 мм

колеса: d2=m ·z2= 3,86·50=193 мм

4.3.9 Определение параметров зубьев.

внешняя высота головки зуба: hae = me = 4,5 мм

внешняя высота ножки зуба hfe = 1,2me = 1,2·4,5 = 5,4 мм

внешняя высота зуба he = 2,2?me = 2,2?4,5 = 9,9 мм

4.3. 10. Определение внешнего диаметра вершин зубьев.

шестерни: dae1ср = de1ср+ 2mecosd1 =90 +2·4,5·cos21,80= 98,37 мм

de1ср = de2/iкон = 225/2,5 = 90 мм

колеса: dae2ср = de2ср+ 2macosd2 = 200 +2·4,5· cos 68, 200= 228,34 мм

4.4 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Выполним проверочный расчет по формуле (3. 27.), источник № 1, стр. 47. При этом возьмем коэффициент нагрузки KH = K·K·K = 1,2·1,0·1,05 = 1,26 (источник № 1, стр. 48)

= 486.9 МПа (см. 4.2.1.)

> - условие прочности по контактным напряжениям выполняется

4.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

4.5.1 Определение коэффициента нагрузки KF

Т.к. в редукторе будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 7. Расчет проведем по формуле 3. 22. (источник № 1, стр. 41). Значение = 1,18 (таблица 3. 7, источник № 1, стр. 43). Значение KFv = 1,2 (таблица 3. 8, источник № 1, стр. 43).

Итак, KF = K·KFv = 1,18·1,2=1,416

4.5.2 Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.

Определим окружную силу по формуле

Ft = 2M2/d2 = 2·191,7·1000/192 = 1986,5 H

4.5.3 Определение коэффициента формы зуба.

Значение YF1 = 3,66, для z1=20

Значение YF2 = 4,09, для z2 = 50

(Источник № 1, стр. 42).

4.5.4 Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Примем по источнику № 1 (табл.3. 9, стр. 44) [SF1] ' = 1,75; [SF1] '' = 1,0

По формуле (3. 24), источник № 1, стр. 43, получаем:

F1] /YF1 = 67,9МПа

F2] /YF2 = 68,85 МПа

F1] /YF1 < [уF2] /YF2, следовательно расчет ведем для зубьев шестерни

4.5.5 Определение напряжения изгиба.

уF1 = (Ft•Kf•Yf) / (f•b•m) = (1986,5•1,416•3,66) / (0,85•36•3,86) = 87,17 МПа

> - следовательно условие прочности по напряжениям изгиба выполняется

5. Проектировочный расчет ведомого вала редуктора

Исходные данные.

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M2 = 106,52 ·103 Н·м

5.1 Определение диаметра концевой части ведомого и ведущего вала редуктора

Расчет произведем по формуле (8. 16.), источник № 1, стр. 161;.

[ф] для ведомого вала редуктора равно 20 МПа

Для ведомого вала:

=36,32 мм

Округлим диаметр по стандартному ряду (стр. 161, источник № 1): dK2 = 38 мм;

[ф] для ведущего вала редуктора равно 15 МПа

Для ведущего вала:

=31,16 мм

Округлим диаметр по стандартному ряду (стр. 161, источник № 1): dK1 = 33 мм;

5.2 Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником

d2К-П = dк2+4 = 38 + 4 = 42 мм, d1К-П = dк1+3 = 33+ 3 = 36 мм

5.3 Определение диаметра вала под подшипником

dП2 = d2К-П+ (2ЎВ6) = 42 + (2ЎВ6) = 44ЎВ48 мм

dП1 = d1К-П+ (2ЎВ6) = 36 + (2ЎВ6) = 38ЎВ42 мм

Выберем значение из стандартного ряда на стр. 162 источника 1.

dП2 = 45 мм

dП1 = 40 мм

5.4 Определение диаметра буртика

dБ2 = dП2+ (6ЎВ12) = 45 + (6ЎВ12) = 51ЎВ67 мм

dБ1 = dП1+ (6ЎВ12) = 40 + (6ЎВ12) = 46ЎВ52 мм

Выберем значение из стандартного ряда на стр. 162 источника 1

dБ2 = 60 мм

dБ1 = 50 мм

5.5 Определение диаметра вала под колесом и шестерней

Выбираем конструктивно из условия, что dВ > dК

Примем dв1 = 33 мм; dв2 = 38 мм

5.6 Определение диаметра резьбовой части на конце вала

dp. k. < dB + (3ЎВ4)

dp. k. 1<33 мм

dp. k. 2<38 мм

Для ведущего вала резьба: М30

Для ведомого вала резьба: М36

Расчет конструктивных размеров колеса.

Расчет произведем по источнику № 1 (табл. 10. 1, стр. 233).

6.1 Определение длины ступицы

LСТ1 = (1,2−1,5) dк-п1= (1,2 — 1,5) 36= 43,2 — 54 мм. Примем Lст1 = 48 мм

LСТ2 = (1,2−1,5) dк-п2= (1,2 — 1,5) 42 = 50,4 — 63 мм. Примем Lст2 = 58 мм

6.2 Определение диаметра ступицы

dСТ1 = (1,6 — 1,8) dв1 = (1,6 — 1,8) 33 = 52,8 — 59,4 мм. Примем dСТ1 = 54 мм

dСТ2 = (1,6 — 1,8) dв2 = (1,6 — 1,8) 38 = 60,8 — 68,4 мм. Примем dСТ2 = 64 мм

6.3 Определение толщины обода

Для конического колеса: d0 = (3−4) m = (3 — 4) 3,86 = 11,58 — 15,44 мм.

Примем d0 =11,8 мм

7. Расчет элементов корпуса редуктора

Расчет произведем по формулам из табл. 10. 2, источник № 1, стр. 241

7.1 Определение толщины стенок корпуса и крышки

Исходные данные: Re = 121,16 мм

Первоначально определим толщину стенок корпуса по следующей формуле:

мм.

Далее рассчитаем толщину стенок крышки согласно соотношению:

мм

Для надежности примем толщины стенок равными 8 мм.

7.2 Определение толщины поясов корпуса и крышки

Толщину верхнего пояса корпуса рассчитаем согласно формуле:.

мм.

Толщину нижнего пояса корпуса, на основании соотношения:.

мм.

Толщина пояса крышки может быть определена по формуле:

мм.

7.3 Определение толщины ребер жесткости корпуса и крышки

Расчет произведем по формулам:

m = (0. 85−1) д= (0,85 — 1) 8 = 6,8 — 8 мм; m = 7,2 мм

m1 = (0. 85−1) д1 =6,8 — 8 мм; m1 = 7,2 мм

7.4 Определение диаметра крепежных болтов

7.4.1 Фундаментные болты.

Источник 1 стр. 241 таблица 10. 2

d1 = 0,072Re +12 =0,072?121,16 + 12 = 20,72 мм

Принимаем М20.

7.4.2 Болты у подшипников.

d2 = (0,7 ч 0,75) d1 = (0,7 ч 0,75) 20 = 14ЎВ15 мм

d2=15 мм, следовательно принимаем резьбу М16

7.4.3 Болты, соединяющие пояса корпуса и крышки.

d3 = (0,5 ч 0,6) d1 = (0,5 ч 0,6) 20 = 10 ч 12 мм

d3 = 11,37, Следовательно принимаем резьбу М12

7.6 Выбор условий смазки редуктора

Смазывание зубчатых и червячных зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

7.7 Выбор сорта и марки масла

Согласно источнику № 1, выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от окружной скорости. Принимаем (по таблице 10,8 на стр. 253 при у< 600 МПа при окружной скорости св.5 м/с) кинематическую вязкость масла.

После определения кинематической вязкости можно выбрать сорт масла по таблице 10. 10 на стр. 253: Для смазывания конической передачи выбираем индустриальное масло марки И-20А.

Подбор подшипников.

Для фиксации осей валов редуктора в строго определенном положении необходимо использовать подшипники качения

Будем использовать радиально-упорные однорядные шарикоподшипники. Они воспринимают комбинированные радиальные и осевые нагрузки. Осевая грузоподъемность шарикоподшипника зависит от угла контакта, имеющего значения 12, 26, 36. С увеличением угла контакта допускаемая осевая нагрузка возрастает за счет радиальной. Подшипники способны воспринимать осевую нагрузку только в одном направлении, поэтому для фиксации вала в обе стороны подшипники устанавливают попарно.

По источнику № 1 (стр. 399 табл. П6) выбираем шарикоподшипники радиально-упорные, однорядные, серия легкая узкая по ГОСТу 831−75. При этом мы учли, что наименьший диаметр подшипника d должен быть равен диаметру вала под подшипниками.

Так как моменты на валах не велики, то выберем радиально-упорные однорядные шариковые подшипники с углом контакта в 12 0. Берем легкую узкую серию, так как на валах — небольшие вращающие моменты и используется закрытая коническая передача (источник № 1, стр. 399).

Вал

Условное обозначение

D

D

B

T

r

r1

б

Ведомый

36 208

40

80

18

18

2

1

12

Ведущий

36 207

35

72

17

17

2

1

12

Шарикоподшипник радиально-упорный ГОСТ 831– — 75

Расчет шпонок.

Шпонки ставятся для закрепления деталей (шестерней, колес, полумуфт) на валах.

Шпонка служит для передачи вращательного момента от колеса на вал или наоборот, а также препятствует прокручиванию.

9.1 Расчет шпонки для конического колеса

Согласно источнику № 1 (стр. 169) по ГОСТу 23 360−78 выбираем призматическую шпонку:

b

h

t1

t2

12

8

5,0

3,3

Рассчитаем длину шпонки по формуле: l = lст2— (5−10) = 58−8 = 50 мм

Проверим шпонку на смятие:

Условие прочности выполняется.

Проверим шпонку на срез:

Условие прочности на срез выполняется

Берем шпонк 12×8×50 ГОСТ 23 360–78.

Муфты, их назначение, выбор.

Назначение фланцевых муфт в передачи вращающего момента.

Фланцевые муфты рекомендуется применять для соосных валов. Полумуфты насаживаются на концы соединяемых валов и стягиваются болтами.

Центрирование полумуфт обеспечивают цилиндрическим выступом на одной полумуфте и цилиндрической расточкой на другой или применением специальных центрирующих полуколец.

Материал полумуфт сталь 40 или стальное литье повышенного качества марки 35Л. Допускается изготовление полумуфт из чугуна Сч 21−40. Полукольца, болты и гайки изготовляют из стали 35.

Вращающий момент на ведомом валу редуктора составляет 191,7 Нм.

Выберем муфту МФД. Она способна обеспечивать большую соосность валов.

По условию, диаметр концевой части ведомого вала составляет 38 мм. Выбираем муфту под этот диаметр вала.

Выбор муфты.

Из источника № 3, стр. 38−40 выбираем муфту фланцевую с дистанционным кольцом для значения диаметра вала равного dK = 38 мм.

dвала

D

D0

D1

d0

d1

Шпильки

L1

l

B

B1

L2

M

d2

z

38

140

128

110

65

M361,5

10

11

6

80

17

70

54

70

11. Расчет допусков и посадок

11.1 Посадка колеса на вал

Определим по источнику № 1, стр. 263, табл. 10. 13. тип посадки и квалитет.

Для вала — m6 (переходная посадка)

Для отверстия — H7 (переходная посадка)

По источнику № 1, стр. 260, табл. 10. 12. определим поле допуска и предельное отклонение.

Для вала:

Верхнее отклонение для З38 es = +25мкм

Нижнее отклонение для З38 ei = +9 мкм

Для отверстия:

Верхнее отклонение для З38 ES = +25 мкм

Нижнее отклонение для З38 EI = 0 мкм

Рассчитаем предельные размеры:

Исходные данные: диаметр вала 38 мм

Для вала:

dmax = 38,025 мм

dmin = 38,009 мм

Для отверстия:

Dmax = 38,025 мм

Dmin = 38,000 мм

Рассчитаем зазоры и натяги.

(Максимальный зазор) Smax = 38,025 — 38,009 = 0,016 мм

(Максимальный натяг) Nmax = 38,000 — 38,025 = - 0,025 мм

11.2 Посадка муфты на вал

Исходные данные: диаметр вала 38 мм

Определим по источнику № 1, стр. 263, табл. 10. 13. тип посадки и квалитет.

Для вала — m6 (переходная посадка)

По источнику № 1, стр. 262, табл. 10. 12. определим поле допуска и предельное отклонение.

Верхнее отклонение для З38 es = +25мкм

Нижнее отклонение для З38 ei = +9 мкм

Рассчитаем предельные размеры:

dmax = 38,025 мм

dmin = 38,009 мм

Рассчитаем зазоры и натяги.

(Максимальный зазор) Smax = 38,025 — 38,000 = 0,025 мм

(Максимальный натяг) Nmax = 38,009 — 38,000 = 0,009 мм

Строим схему полей допусков.

12. Расчет ведомого вала на выносливость

Рассчитываем усилия.

Ft1 = Ft2 = 2M1/d1 = 2•90,78•1000/77,36 = 2346,9 H

Fr1 = Fa2 = Ft1•tgб•sinд2 = 2346,9 •tg20°•sin68, 20° = 793,1 H

Fa1 = Fr2 = Ft1•tgб•sinд1 = 2346,9 •tg20°•sin21,8° = 743,6 H

Приводим нагрузку к оси вала.

m (Fa2) = Fa2•d2/2 = 793,1•193/2•1000 = 76,53 Нм

m (ft2) = Ft2•d2/2 = 2346,9•193/2•1000= 226,47 Нм

Найдем реакции в опорах (см. схему).

Плоскость yOz

?M (A) =0: m (Fa2) — yB•c-Fr2•b = 0

yB = (m (Fa2) — Fr2•b) /c = (76,53−743,6•0,068) /0. 105 = 247. 28 H

?y=0: — Fr2+yA+yB = 0, yA = - yB+Fr2 = - 247,28+743,6 = 496,31 H

Плоскость xOz

?M (A) =0: xB•c-Ft2•b = 0, xB = Ft2•b/c = 2346,9•0,068/0,105 = 1519,89 H

?x=0: xA+xB+Ft2 = 0, xA = Ft2+xB = 2346,9+494,71 = 3866,79 H

Опасное сечение под подшипником, А (см. эпюры).

Определим суммарный изгибающий момент в опасном сечении.

M?A = v (MXA2+MYA2) = v (50,52+159,6 2) = 167,4 Нм

Определяем суммарные напряжения.

уА = Мизг/0,1d 3 = 167,4•1000/ (0,1•38 3) = 30,5 МПа

фА = Мкр/0,2d 3 = 191,7•1000/ (0,2•38 3) = 17,5 МПа

Нормальное напряжение меняется по симметричному циклу.

уmin = уmax = 30,5 МПа, уМ = 0, уА = уmax

Касательное напряжение меняется по отнулевому циклу.

фmin = 0, фA = фMmax/2 = 8,75 МПа

Выбираем материал для вала: Сталь 45 нормализованная.

уВ = 570 МПа, у-1 = 0,43уВ = 0,43•570 = 245 МПа

ф-1 = 0,58у-1 = 0,58•245 = 142

Рассчитываем коэффициент запаса.

n = nу•nф/v (nу2+nф2) = 13,56•22,89/v (13,562+22,892) = 11,66

К расчету ведомого вала на выносливость.

Список литературы

1. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М., Ицкович Г. М., Козинцов В. П. Курсовое проектирование деталей машин. М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.

2. Чернин И. М., Кузьмин А. В., Ицкович Г. М. Расчеты деталей машин. Минск, «Высшая школа», 1974.

3. Бонченко Г. А., Бульба В. Л., Горшков А. А., Грусков А. Д., Ломовский В. А., Меркурьева С. Н., Перельман В. Е., Фомкина З. И. Вертикальный аппарат с приводом и мешалкой. М.: МИТХТ, 2005.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой