Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой

ккккк.dwg

курсовой готово.docx

Московский государственный университет
тонких химических технологий имени М.В. Ломоносова
Кафедра Прикладной механики и
основ конструирования
Пояснительная записка
к курсовому проекту по курсу
«Прикладная механика и основы конструирования»
«Проектирование вертикального аппарата
с приводом и мешалкой»
Консультант: Комова Н.Н.
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТ ПО ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКЕ.6
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.7
1Определение общего КПД привода.7
2Определение требуемой мощности электродвигателя.7
3Выбор типа электродвигателя.7
4Определение номинальной частоты вращения электродвигателя.8
5Определение передаточного отношения привода и его ступеней.8
6Определение силовых и кинематических параметров привода.8
6.1Определение параметров вала электродвигателя.8
6.2Определение параметров ведущего вала редуктора.8
6.3Определение параметров ведомого вала редуктора.9
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.11
1Подбор типа ремня.11
2Определение диаметров шкивов.11
3Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи.11
4Определение межосевого расстояния.12
5Определение длины ремня.12
6Уточнение межосевого расстояния.12
7Определение угла обхвата.12
8Определение числа ремней.13
9Определение окружной скорости вращения ремня.13
10Определение силы натяжения ветви ремня.13
11Определение силы действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи.13
12Определение ширины обода шкива.14
РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.16
1Выбор материала для передачи.16
2Проектировочный расчет выносливости передачи по контактным напряжениям.16
2.1Определение допускаемых контактных напряжений.16
2.2Определение внешнего делительного диаметра колеса и шестерни.17
3Расчет геометрических параметров передачи.17
3.1Определение числа зубьев шестерни и колеса.17
3.2Определение внешнего окружного модуля.17
4Параметры конической передачи.17
4.1Уточнение внешних делительных диаметров шестерни и колеса.17
4.2Определение углов делительных конусов.17
4.3Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.18
4.4Определение среднего конусного расстояния.18
4.5Определение среднего окружного модуля.18
4.6Определение среднего делительного диаметра.18
4.7Определение параметров зубьев.18
4.8Определение внешнего диаметра вершин зубьев.18
4.9Определение коэффициента ширины шестерни по среднему диаметру.18
4.10Определение средней окружной скорости колес.19
5Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям.19
6Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.20
6.1Определение коэффициента нагрузки KF20
6.2Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.20
6.3Определение коэффициента формы зуба.20
6.4Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. 20
6.5Определение соотношений [F]YF.21
6.6Определение напряжения изгиба21
РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.23
1Определение диаметра концевой части ведущего и ведомого валов редуктора.23
2Определение диаметра вала под подшипником.23
3Определение диаметра буртика.23
4Определение диаметра вала под шестерней и колесом.23
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.24
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.26
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.27
РАСЧЕТ ДОПУСКОВ И ПОСАДОК.30
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ.32
1Расчет сил действующих на конструкцию.32
2Эпюры изгибающих моментов для нагрузок действующих на ведомый вал.32
3Проверочный расчёт ведомого вала на выносливость.34
3.1Определение суммарных напряжений.34
3.2Расчет коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям S35
3.3Расчет коэффициента запаса прочности S.36
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.37
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.
Данный вертикальный аппарат с приводом и мешалкой включает в себя электрический двигатель открытую коническую прямозубую передачу одноступенчатый конический редуктор который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте.
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса валы подшипники и т.д.
Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.
Установка аппарата осуществляется при помощи лап и опор. Перемешивание жидких сред в аппарате производится механическим способом с помощью мешалок. Для приведения в обращение перемешивающих механических устройств служат приводы состоящие из электродвигателей редукторов ременных передач и муфт. Редукторы устанавливаются на крышках вертикальных аппаратов при помощи стоек и опор. Вал мешалки вводится в аппарат через уплотнение лая обеспечения герметичности. Уплотнение вала производится с сальниковым либо с торцевым уплотнителем.
Жидкость из аппарата удаляется через нижний штуцер. Обогрев аппарата обычно осуществляется при помощи рубашек диаметр которого принимают на 40-100 мм. больше диаметра аппарата. Аппаратура работающая под давлением повреждение которой может привести к несчастным случаям должна отвечать требованиям Гостехнадзора и раз в три года подвергаться внутреннему осмотру а раз в шесть лет гидравлическому испытанию.
Задание на проект по прикладной механике.
Кинематический расчёт привода.
Рабочая мощность PP = 2.2 кВт
Рабочая частота вращения вала мешалки np = 140 обмин.
1 Определение общего КПД привода.
В состав данного привода входят клиноременная и зубчато-коническая передачи.
КПД зубчатой передачи (коническими колесами) в закрытом корпусе кон= 097
(источник №1 стр. 7 табл. 1.1.)
КПД клиноременной передачи клр= 097
КПД подшипников подш = 099
общ= кон· клр·подш2 = 097·097·099 = 0922
2 Определение требуемой мощности электродвигателя.
Искомую мощность электродвигателя определяют из выражения.
3 Выбор типа электродвигателя.
По требуемой мощности Ртр = 2.38кВт и неравенству Рдв Ртр выберем электродвигатель 4А100S4 (источник №1 стр. 392 табл. П1)
Рабочая мощность Pэд = 30 кВт (источник №1 стр. 392 табл. П1)
Синхронная частота вращения вала n с = 1500 обмин (источник №1 стр. 392 табл. П1)
Коэффициент скольжения s = 44% (источник №1 стр. 392 табл. П1)
L1 = 365 мм. H = 265 мм.
L2 = 427 мм. D = 235 мм. (источник №1 стр.393 табл. П2)
4 Определение номинальной частоты вращения электродвигателя.
Указанная частота вращения является синхронной. При работе частота вращения вала электродвигателя уменьшается вследствие скольжения S. Номинальную (асинхронную) частоту обусловленную наличием какой бы то ни было нагрузки можно рассчитать по формуле:
nэд = nc · (1 - s) = 1500·(1- 0044) = 1434 обмин
5 Определение передаточного отношения привода и его ступеней.
Общее передаточное число может быть определено согласно соотношению:
Uобщ = nэд. np = 1434 140=102
С другой стороны общее передаточное отношение может быть представлено как произведение передаточных чисел клиноременной передачи и конического редуктора:
Uкон = 315 - в соответствии со стандартным рядом ГОСТ 12285-66 (источник №1 стр. 37);
Тогда Uклр = Uобщ Uкон = 102315 = 323; 2 323 4 - условие выполняется (источник №1 стр. 9)
6Определение силовых и кинематических параметров привода.
6.1 Определение параметров вала электродвигателя.
Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:
6.2 Определение параметров ведущего вала редуктора.
P1 = Pтреб·клр·подш =238·097·099=228 кВт
6.3 Определение параметров ведомого вала редуктора.
P2 = P1·кон·подш =228·097·099=218 кВт
При переходе от вала электродвигателя к валу мешалки вращающий момент растет от 1585 Н·м до 1477 Н·м. Мощность же падает от 238 кВт до 218 кВт. Частота тоже падает от 1434 до 141 обмин.
Таблица 1: Перечень величин рассчитанных в главе 3.
Общее КПД приводаобщ
Требуемая мощность электродвигателя Pтреб
Синхронная частота электродвигателя nэд с
Коэффициент скольжения s
Номинальная частота вращения электродвигателя nэд
Общее передаточное отношение Uобщ
Передаточное отношение для клиноременной передачиUклр
Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами Uкон
Вращающий момент на валу электродвигателя Mэд
Мощность на ведущем валу редуктора P1
Частота вращения ведущего вала редуктора n1
Вращающий момент на ведущем валу редуктора M1
Мощность на ведомом валу редуктора P2
Частота вращения ведомого вала редуктора n2
Вращающий момент на ведомом валу редуктора M2
Расчет клиноременной передачи.
Передаточное отношение для клиноременной передачи Uклр = 323
Требуемая мощность электродвигателя Pтреб = 238 кВт
Номинальная частота вращения электродвигателя nэд = 1434 обмин
Вращающий момент на валу электродвигателя Mэд = 1585 Н·м
1 Подбор типа ремня.
Выполним подбор требуемого ремня по номограмме (источник №1 стр.134). При таких технических запросах следует выбрать резинотканевый клиновый ремень из зоны A регламентированный ГОСТ 1284.1-80.
2 Определение диаметров шкивов.
- Диаметр ведущего шкива
Мэд = 1585 Н·м = 15850 Н·мм
Уточним диаметр по стандартному значению ГОСТ 17383-73 (источник№1 стр. 122) получаем: d1 = 90 мм
- Диаметр ведомого шкива
Относительное скольжение ремня берем = 001 как для передачи с регулируемым натяжением ремня (источник №1 стр122)
d2 = d1·Uклр(1-) = 90·323·(1-001) = 287.7 мм
Уточним диаметр по стандартному значению ГОСТ 17383-73 (источник№1 стр. 122) получаем: d2 = 280 мм
3 Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи.
Погрешность: Δ=(Uклр - Uуклр) Uклр·100% = (323-314)323·100% = 27% 2%3%
- разница передаточных отношений в установленных пределах.
4 Определение межосевого расстояния.
Сечение клинового ремня типа A по ГОСТ 1284.1-80 (источник№1 стр. 132 табл:7.7) имеет вид:
где W=13мм; T0=8мм для данного типа ремня.
Тогда минимальное межосевое расстояние определим по формуле:
amin= 055(d1+d2)+T0 = 055·(90+280)+8 = 2115 мм.
Максимальное межосевое расстояние:
amax= d1+ d2 = 90+280 = 370 мм
Возьмем а из интервала между amin и amax [2115370] мм.
5 Определение длины ремня.
Определение длины ремня проведем по формуле (7.7) источник №1 стр.122
Lp = 2a + 05(d1+d2) + = 2·360 + 05 (90+280) + 1325 мм
Согласно ГОСТ 1284.1-80 длину ремня можно принять равной Lp = 1320 мм.
Итак в передаче используется ремень A-1320 Т ГОСТ 1284.1-80
6 Уточнение межосевого расстояния.
Теперь уточним межосевое расстояние для выбранной выше длины ремня по формуле (7.27) источник №1 стр. 133.
7 Определение угла обхвата.
Определим угол обхвата по формуле (7.28) источник №1 стр. 131)
8 Определение числа ремней.
Число ремней определим по формуле (7.29) источник №1 стр.131.
z = (Pтреб CP)(P0CLCCz) = (238 ·11)(145·098·095·095) = 185
Число ремней следует округлять в большую сторону так как это требуется для запаса прочности. Требуется 2 ремня.
Параметры задействованные в формуле (7.29) определяются по таблицам 7.8 и 7.9 в источнике №1 стр. 133-136.
Ср = 11 (источник №1 стр. 136 табл. 7.10) - коэффициент режима работы учитывая условия эксплуатации (лёгкий режим работы в 2 смены).
СL = 098 по ГОСТу 12843-80 (источник №1 стр. 135 табл. 7.9) - коэффициент учитывающий влияние длины ремня (для сечения ремня «А» при длине Lp = 1700 мм.).
Сα = 095 (источник №1 стр. 132) - коэффициент учитывающий влияние угла обхвата (при α1 = 160 0).
С = 095 (источник №1 стр. 134) - коэффициент учитывающий число ремней в передаче предполагая что их количество не превысит 3).
Ро = 145 кВт. (источник №1 стр. 133 табл. 7.8) - номинальная мощность допускаемая для передачи одним ремнем.
9 Определение окружной скорости вращения ремня.
v = (·d1·nэд)60 = (314·90·1434)(60·1000) = 2072 мc
10 Определение силы натяжения ветви ремня.
Сила натяжения ветви ремня рассчитывается по формуле (7.30) источник №1 стр. 138.)
Коэффициент учитывающий центробежную силу = 01 (для ремня типа A) берем из стандартного ряда (источник №1 стр. 136).
11 Определение силы действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи.
Данная сила рассчитывается по формуле (7.31) источник №1 стр. 138.
FB = 2F0 zsin(2) = 2·93.27·2·sin(1502) = 2·93.27·2·096 = 358.15H
12 Определение ширины обода шкива.
Ширина обода шкива рассчитывается по формуле источник №1 стр. 139.
где для сечения ремня А согласно ГОСТу 20889-80 (источник №1 стр. 139 табл. 7.12):
Клиноременная передача по ГОСТ 17383-73
Таблица 2: Перечень величин рассчитанных в главе 4.
Диаметр меньшего шкива d1 (Уточнен по ГОСТ 17383-73)
Диаметр большего шкива d2 (Уточнен по ГОСТ 17383-73)
Относительное скольжение ремня
Уточненное передаточное отношение для клиноременной передачи Uклр
Уточненное межосевое расстояние а
Длина ремня LP (Уточнена по ГОСТ 1284.1-80)
Окружная скорость вращения ремня v
Cила натяжения ветви ремня F0
Cилa действующая на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи FB
Ширина обода шкива Bш
Расчет закрытой конической зубчатой передачи.
Вращающий момент на ведущем валу редуктора M1 = 49 Н·м
Вращающий момент на ведомом валу редуктора M2 = 1477 Н·м
Частота вращения ведущего вала редуктора n1 = 444 обмин
Частота вращения ведомого вала редуктора n2 = 141 обмин
Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами Uкон = 315
Коэффициент ширины зубчатого колеса b Re=0285
1 Выбор материала для передачи.
По таблице 33 (источник 1 стр.36) примем для шестерни стал 40X улучшенную с твёрдостью HB1 = 270 для колеса стал 40X улучшенную с твёрдостью HB2 = 245
2 Проектировочный расчет выносливости передачи по контактным напряжениям.
2.1 Определение допускаемых контактных напряжений.
Рассчитаем допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9.) источник №1 стр. 46.)
Примем (по условиям проекта) что KHL = 081 - коэффициент долговечности;
[SH] = 11 – коэффициент безопасности
Значение H1 lim b берем из таблиц 3.2 источник №1 стр. 36. H lim b = 2НВ+70.
H1 lim b = 2НВ1+70=2270+70=610МПа
H2 lim b = 2НВ2+70=2245+70=560МПа
- для шестерни [H] = 44918 МПа
- для колеса [H] = 41236 МПа
2.2 Определение внешнего делительного диаметра колеса и шестерни.
Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем
По условию проекта у нас прямозубое колесо тогда Kd = 99
Коэффициент KH (из таблицы 3.1 источник №1 стр. 32) примем равным 12
Далее определим внешний делительный диаметр колеса.
По ГОСТ 12289-76 de2 округлим до 250 мм
Далее определим внешний делительный диаметр шестерни.
de1 = de2Uкон = 250315 = 7936 мм.
3 Расчет геометрических параметров передачи.
3.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни z1 = 1832 (источник №1 стр. 49)
Выберем число зубьев шестерни равным 20.
Тогда число зубьев колеса будет равно z2 кол. = Uкон.· z1 шест. = 315·20 = 63
3.2 Определение внешнего окружного модуля.
Внешний окружной модуль определим по формуле (источник №1 стр. 52)
me = de2 z2 = 25063= 3968 мм.
4 Параметры конической передачи.
4.1 Уточнение внешних делительных диаметров шестерни и колеса.
-шестерня de1 = me · z1 шест = 3968 ·20 = 7936 мм
-колесо de2 = me · z2 кол = 3 968 · 63 = 24998 мм.
Погрешность: Δ= 250 – 2499824998· 100% = 04% 2%
- разница внешнего диаметра колеса в установленных пределах.
4.2 Определение углов делительных конусов.
Определим углы делительных конусов 1 и 2 .
Для колеса: 2 = arctg Uкон.=7239O
Для шестерни: 1 = 90O - 2 = 90O – 7239O = 1761O
4.3 Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.
Расчет внешнего конусного расстояния произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11. источник №1 стр.52)
Ширина зуба рассчитывается по источнику №1 стр. 342.
b = Re·b Re = 13116· 0285 = 3738 мм
4.4 Определение среднего конусного расстояния.
Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11. источник №1 стр.52)
Среднее конусное расстояние: мм.
4.5 Определение среднего окружного модуля.
Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11. источник №1 стр.50)
Средний окружной модуль: мм
4.6 Определение среднего делительного диаметра.
Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11. источник №1 стр.52):
- шестерни d1 =m· z1 шест = 34· 20 = 68 мм.
- колеса d2 =m · z2 кол = 34· 63 =2142 мм.
4.7 Определение параметров зубьев.
Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11. источник №1 стр.52).
- внешняя высота зуба: he = 22 · me = 22· 3.968 = 873 мм.
- внешняя высота головки зуба: hae = me = 3968 мм.
- внешняя высота ножки зуба: hfe = 12· me = 1.2· 3.968 = 476 мм.
4.8 Определение внешнего диаметра вершин зубьев.
Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11. источник №1 стр.52).
Для шестерни: dae1 = de1+ 2haecos1 = 7936+2·3968·095312 = 8692 мм
Для колеса: dae2 = de2+ 2haecos2 = 250+2·3968·030259 = 25240 мм
4.9 Определение коэффициента ширины шестерни по среднему диаметру.
Расчет проводим по формуле из источника №1 стр. 342.
4.10 Определение средней окружной скорости колес.
Рассчитаем окружную скорость вращения по формуле:
Для прямозубых колес при окружной скорости до 5 мс назначают 8-ю степень точности передачи по ГОСТ 1643-81 (источник №1 стр.32)
5 Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям.
Выполним проверочный расчет по формуле (3.27.) источник №1 стр. 48.
Где КН – есть коэффициент нагрузки определяемый соотношением (см. стр. 50 источник №1):
Примем значение коэффициента КН учитывающего неравномерность распределения нагрузки по ширине венца равное: Кн = 113 (источник №1 стр. 41 табл. 3.5).
При окружной скорости до 10 мс и 8-ой степени точности значение коэффициента КНα учитывающего неравномерность распределения нагрузки между зубьями следует принимать в интервале 105 115 (источник №1 стр. 34).
Выберем значение равное 109.
Значение динамического коэффициента Кнv принимают в зависимости от окружной скорости и степени точности (источник №1стр.34) в интервале 105110.
Подставляя числовые данные получим:
После определения численного значения коэффициента КН мы можем определить значение контактного напряжения:
= 41236 МПа (см. 5.2.1.)
> - условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Δ=(41236 – 37512)41236·100% = 9% 20% - недогрузка в установленных пределах.
Проверка выполнена успешно.
6 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
6.1 Определение коэффициента нагрузки KF
Значение = 11 (таблица 3.7 источник №1 стр. 45).
Значение KFv = 13 (таблица 3.8 источник №1 стр. 45).
Итак KF = ·KFv= 11·12 = 143
6.2 Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.
Определим окружную силу по формуле:
Ft1 = 2М1d1 = 2·49·100068 = 1441 H
Fr1 = Fa2 = Ft1 tg cos1 = 1441 0363 0953 = 4985 Н
Fr2 = Fa1 = Ft1 tg sin1 = 1441 0363 0302 = 158 Н
Ft2 = 2М2d2 = 2·1477·10002142 = 1379 H
6.3 Определение коэффициента формы зуба.
Для шестерни: Значение YF1 = 409 т.к zv1 = z1 cos1 = 20095314 = 21
Для колеса: Значение YF2 = 360 т.к zv2 =z2 cos2 = 63030254 = 208
по ГОСТ 21354-75 (Источник №1 стр. 44).
6.4 Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Коэффициент безопасности: [SF] = [SF]`[SF]``.
Согласно источнику [1] (табл. 3.9 стр. 46) коэффициент [SF]` учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес следует принимать равным: [SF]` = 175. Коэффициент [SF]`` учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковок и штамповок следует принимать равным: [SF]`` = 10.
Следовательно [SF] =1751 = 175.
Из таблицы 3.9. (источник №1 стр. 46) получаем допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
По формуле (3.24) источник №1 стр. 45 получаем:
6.5 Определение соотношений [F]YF.
[F1]YF1 = 27771409 =6789 – для шестерни
[F2]YF2 = 252360 = 70 – для колеса
[F1]YF1 [F2]YF2 следовательно расчёт ведём для зубьев шестерни т.к его отношение меньше
6.6 Определение напряжения изгиба
Итак проверочный расчет произведем по [F1] по формуле 331 (источник №1 стр. 52)
F = (Ft ·KF ·YF1)(·b2· m2) = (1441·143·409)( 085·3758·34) = 776 МПа
[F1] = 2777 МПа F - условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Проверка выполнена успешно.
Таблица 3: Перечень величин рассчитанных в главе 3.
Внешний делительный диаметр колеса de2
Число зубьев шестерни
Внешний окружной модуль me
Угол делительного конуса шестерни d1
Угол делительного конуса колеса d2
Средний делительный диаметр шестерни d1
Средний делительный диаметр колеса d2
Средний окружной модуль m
Внешний делительный диаметр шестерни de1
Окружная скорость вращения v
Внешний диаметр зубьев шестерни d аe1
Внешний диаметр зубьев колеса d аe2
Вращающий момент на ведущем валу редуктора М1 = 49 Н·м
Вращающий момент на ведомом валу редуктора М2 = 1477 Н·м
Допускаемое напряжение на кручение [ к ] = ]2025] МПа
1 Определение диаметра концевой части ведущего и ведомого валов редуктора.
Расчет произведем по формуле (8.16.) (источник №1 стр. 161); .
Для ведущего вала: мм
Для ведомого вала: =335 мм
Далее добавим 5-10% от этих диаметров к ним (чтобы был запас прочности) округлим диаметры по стандартному ряду (стр. 162 источник №1) и определим погрешность.
Для ведущего вала: dк1 = 26 мм;
Для ведомого вала: dк2 = 36 мм;
2 Определение диаметра вала под подшипником.
Диаметры валов под подшипниками можно определить по следующей формуле:
Для ведущего вала: dП1 = dп1 + 2 = 30 мм
Для ведомого вала: dП2 = dп2 + 3 = 45 мм
3 Определение диаметра буртика.
Диаметры буртиков можно определить по следующей формуле:
Для ведущего вала: dБ1 = dП1+10 = 40 мм
Для ведомого вала: dБ2 = dП2+10 = 55 мм
4 Определение диаметра вала под шестерней и колесом.
Выбираем конструктивно
Диаметр вала под шестерней: dш1 = 25 мм.
Диаметр вала под колесом: dк2 = 36 мм.
Расчет элементов корпуса редуктора.
В корпусе редуктора размещаются детали передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость исключающая перекосы валов. Корпус выполняют разъемным состоящим из основания – картера и крышки. Плоскость разъема проходит через ось ведущего вала.
Расчет произведём по формулам из табл.10.2 источник №1 стр.237
Внешнее конусное расстояние Re = 13116 мм.
Определение толщины стенок картера (корпуса).
Для надежности примем толщину стенок равными 8 мм.
Определение толщины стенок крышки редуктора.
Для надежности примем толщину стенок равными 8 мм.
Определение толщины поясов картера и крышки.
Толщину верхнего пояса картера рассчитаем согласно формуле: .
Толщину нижнего пояса картера на основании соотношения: .
Толщина пояса крышки может быть определена по формуле:
Определение толщины ребер жесткости картера и крышки.
m = (0.851)=085·8 = 68 мм.
m1 =(0.851)1 = 085·8 = 68 мм.
Определение диаметра крепежных болтов.
Фундаментные болты (корпус редуктора - стойка аппарата).
Расчет произведем по формулам из табл. 10.2 источник №1 стр. 237
d1 = 0055·Re +12 =16 мм
Принимаем болты резьбой М16.
Болты у подшипников (корпус редуктора – крышка корпуса).
Расчет произведем по формулам из табл. 10.2 источник №1 стр. 241
d2 = (07 ÷ 075)d1 = 12 мм
Принимаем болты резьбой М12
Болты соединяющие пояса корпуса и крышки.
d3 = (05 ÷ 06)d1 = 10 мм
Принимаем болты резьбой М10
Крепление крышки подшипников (корпус – крышки подшипников).
Принимаем болты резьбой М8
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. Маслоспускательное 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.
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 108 на стр. 253 при 600 МПа при окружной скорости св. 5 мс) 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-40А.
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. 401 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. 401).
Шарикоподшипник радиально-упорный ГОСТ 831 – 75
Расчет шпоночных соединений.
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.
В курсовом проекте используется призматическая шпонка.
Расчет шпоночного соединения ведомого вала и зубчатого колеса.
Согласно источнику №1 ( табл. 89 стр. 169) по ГОСТу 23360-78 выбираем призматическую шпонку длиной l = 36 мм. (из стандартного ряда) со следующими размерами:
Проверочный расчет шпоночного соединения на смятие.
Для выполнения того условия при котором не будет происходить смятия необходимо обеспечить выполнение следующего условия: (источник №1 формула 822 стр.168);
где – предельно допустимое значение напряжения которое возникает при смятии. В нашем случае оно равно 100 МПа;
мм. – рабочая длина шпонки.
Следовательно после произведения расчета мы получим:
Полученное значение больше предельно допустимого поэтому под 1800 установим вторую шпонку. Тогда
Полученное значение оказалось меньше предельно допустимого следовательно условие прочности на смятие выполняется. Требуются две противоположно расположенные шпонки.
Проверочный расчет шпоночного соединения на срез.
Для выполнения условия при котором не будет происходить среза шпоночного соединения необходимо обеспечить выполнение следующего условия:
. (источник №1 формула 822 стр.170);
где – предельно допустимое напряжение возникающее при срезе. Численное значение может быть определено исходя из соотношения: .
Полученное значение оказалось меньше предельно допустимого следовательно условие прочности на срез выполняется.
На вал установим шпонку 10х8х36 ГОСТ 23360 – 78 (источник №1 стр.169)
Муфта передает вращение от вала редуктора к валу мешалки.
Для соединения вертикальных валов (в аппаратах с мешалкой) применяют фланцевую муфту с дистанционным кольцом (МФД). Изготавливают муфты из углеродистых сталей.
МФД выбирают по диаметру концевой части ведомого вала в месте посадки (dКв2= 36 мм) и по расчётному крутящему моменту. На работу муфты существенно влияют толчки удары и колебания обусловленные характером работы мешалки. Поэтому расчёт муфты ведут не по номинальному моменту Т2 а по расчётному моменту ТР :
ТР = М2·Кр где Кр = 15 – коэффициент режима работы. (источник №2 формула 161 стр. 472).
ТР = 1477·15 = 2215 Н·м
Для вала dв2 = 36 мм допуск ТР = 320 Н·м (источник №2 табл. 166 стр. 503).
Расчет допусков и посадок.
Номинальным размером называют размер изделия полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров.
Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска.
Построим схему полей допусков для посадки с гарантированным натягом для диаметра вала 36 мм
Посадка колеса на вал. Расчет поля допуска на ступице конического колеса.
Диаметр вала под колесом dВ2 = 36 мм.
По источнику №1 стр. 256 табл. 10.13. определим тип посадки и квалитет.
Ведомый вал редуктора соединяется с отверстием конического зубчатого колеса по посадке
- с гарантированным натягом.
По источнику №1 стр. 255 табл. 10.12. определим поле допуска и предельное отклонение.
Для основного отверстия в ступице конического колеса:
Верхнее отклонение для 36 ES = +0025 мм = +25 мкм.
Нижнее отклонение для 36 EI = 0 мкм
Верхнее отклонение для 36 es = +0050 мм. = +50 мкм.
Нижнее отклонение для 36 ei = +0034 мм. = +34 мкм.
Рассчитаем предельные размеры:
Для отверстия в ступице конического колеса:
Dmax = 36 + 0025 = 36050 мм
Dmin = 36 + 0 = 36000 мм.
dmax = 36 + 0050 = 36050 мм.
dmin = 36 + 0034 = 36034 мм.
Расчёт натягов (посадка с натягом)
(Максимальный натяг) Nmax =36000 –36050 = -0050 мм.
(Минимальный натяг) Nmin = 36.025-36.034 = -0.009 мм.
Строим схему полей допусков.
Проверочный расчет ведомого вала на выносливость.
1 Расчет сил действующих на конструкцию.
Данные берем из 5 главы пояснительной записки.
Ft1 = 2М1d1 = 2·49·100068 = 1441 H = Ft2
М1 – момент на шестерне
d1 – средний делительный диаметр шестерни.
= 200 (угол зацепления) по ГОСТ 13755 – 81
2 Эпюры изгибающих моментов для нагрузок действующих на ведомый вал.
2.1 Вычислим реакции в подшипниках (в опорах):
Максимальные изгибающие моменты:
My = Rz2·c = 627·012 = 72 H·м
Mz = Ry2·c = 535·012 = 6128 H·м
Опасное сечение под подшипником 1 (опасное сечение 1) (см. эпюры)
2.2 Вычислим реакции в подшипниках (в опорах):
2.3 Определение суммарных напряжений.
Для эпюры TКР: на всем протяжении вала TКР = М2 = 1477 Н·м
Моменты сопротивления:
3 Проверочный расчёт ведомого вала на выносливость.
По формуле (8.17) источник №1 стр. 162 найдем коэффициент запаса прочности в опасном сечении. Заметим что расчетный коэффициент запаса прочности n должен быть больше допускаемого значение которого как минимум должно быть равным 25.
При S 1 вал разрушается
При S = [1; 25] вал не будет разрушаться но будет прогибаться что может привести к биениям а т.е. в свою очередь – к резонансу и в конечном счете все же к потере вала и других элементов редуктора связанных с валом.
При S = [25;4] условия выносливости вала будут оптимальными.
При S > 4 Вал будет устойчивым но при этом будет переизбыток материала.
Итак формула (8.17) источник №1 стр. 162 имеет вид
3.1 Определение суммарных напряжений.
Расчет будем производить по формуле (8.18) источник №1 стр. 162:
Ведомый вал редуктора будет изготовлен из стали марки Сталь 45 нормализованная.
) Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба для углеродистых конструкционных сталей будет равен -1 = 043В (источник №1 стр. 162); а В для этого материала будет равен 570 МПа (источник №1 табл.3.3 стр.36).
Тогда -1 = 043В = 043·570 = 245 МПа.
) - см. источник №1 табл.87 стр. 162.
) - коэффициент учитывающий шероховатости поверхности возьмем равным 095 – см. источник №1 стр. 162.
) V – амплитуда цикла нормальных напряжений.
Вычислим напряжение:
) m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений (т.к. осевых нагрузок нет) – равна нулю.
) Коэффициент = 02 для стали марки Сталь 45
3.2 Расчет коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям S
Расчет производиться по формуле (8.19) источник №1 стр. 161:
Ведомый вал редуктора будет изготовлен из стали марки Сталь 45.
) Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения будет равен -1 = 058-1 (источник №1 стр. 162); а -1 для этого материала будет равен 245 МПа (см. выше).
Тогда -1 = 058-1 = 058·245 = 142 МПа.
) - см. источник №1 табл.87 стр.166.
) V m – амплитуда цикла касательных напряжений и среднее напряжение цикла касательных напряжений в рассматриваемом сечении.
) Коэффициент = 01 для стали марки Сталь 45.
3.3 Расчет коэффициента запаса прочности S.
Подставим полученные значения:
Полученное значение оказалось больше предельно допустимого следовательно условие выносливости выполняется.
Вывод: вал спроектирован с оптимальным расходом материала т.к. S>4
Список использованной литературы.
«Курсовое проектирование деталей машин» С.А. Чернавский И. М. Чернин и др.;-3-е изд.: ИНФА-М2013. © Коллектив авторов 2011 г.
«Расчеты деталей машин» И. М. Чернин А.В. Кузьмин Г.М. Ицкович.
© Издательство «Вышэйшая школа» Минск 1974 г.
«Вертикальный аппарат с приводом и мешалкой» Бонченко Г.А. Бульба В.Л. Горшков А.А. Груеков А.Д.Ломовский В.А. Меркурьева С.Н. Перельман В.Е. Фомкина З.И. Методическая разработка М.: МИТХТ 2005г.
Лекционный материал.

Спецификация 1+2+3стр.doc

Прокладка регулиров.
Шайба пружинная 10 65Г
Крышка подш. 1-100х65
Шарикоподш.раб-упорн. 46208
Шайба пружинная 8 65Г
Шарикоподш.раб-упорн. 46311
Маслоуказатель жезловый