Проектирование привода к мешалке реактора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тема: Спроектировать привод к мешалке реактора

Задание на выполнение курсового проекта по механике

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу машины - N _р.в.=10 кВт

Скорость рабочего вала машины - n_р.в.=32 об/мин

Скорость вращения электродвигателя - n_с =750 об/мин

ПВ=100 %

Рис.1.1.Кинематическая схема привода.

Введение

Приводы в химическом машиностроении многообразны по конструкции и различаются в зависимости от вида машины. Привод - устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях. Однако в химическом машиностроении это имеет место. В основном для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характера нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Наиболее совершенным и прогрессивным является индивидуальный привод, т.к. он устраняет потери энергии в трансмиссиях, допускает наиболее рациональное размещение узлов, агрегатов машин, улучшает условия труда. Индивидуальный привод к рабочему валу машины осуществляется разными вариантами, в которые входят электродвигатель, открытые передачи, редуктор, муфты. Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Обычно в червячной передаче ведущим является червяк. Валы опираются на установленные в корпус подшипники.

Червяки проектируются однозаходные и многозаходные, в основном с правым направлением витка. С увеличением числа витков червяка возрастает угол подъема винтовой линии, что повышает КПД передачи. Червячные передачи характеризуются большими скоростями скольжения в месте контакта червяка и червячного колеса.

1. Оптимизация выбора привода

Так как в исходных данных проекта известны скорость вращения рабочего вала машины и вала электродвигателя, определим ориентировочно общее передаточное отношение

Uпр. = nс/nр.в.

Uпр = 750/32 = 23,44

Особенностью заданного привода является вертикальное расположение рабочего вала, поэтому принимаем, что привод состоит из червячного редуктора с боковым расположением червяка.

Таким образом, кинематическая схема привода состоит из электродвигателя 1 типа 4А, соединительных муфт 2,4, редуктора 3, и мешалки 5, см. рис. 1.1.

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2.1 Определение КПД привода

з = з_чп ? з_п² ,

где з_чп = 0.99 - КПД червячной передачи [1 с.40];

з_п = 0.995 - КПД пары подшипников.

з = 0.88 ? 0.995² = 0.776

2.2 Определим расчетную мощность электродвигателя

N_эл^р = Nр.в. /з ,

N_эл^р = 10/0.776 = 12.9 кВт.

2.3 Выбираем электродвигатель

Зная n_с = 750 об/мин

N_эл^р = 12.9 кВт.

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А180М8УЗ, рис.2.1. табл. 2.1, N_эл = 15кВт, S = 2.6% [1 с.43]. Электродвигатель будет работать с недогрузкой

15 - 100%

X = 1290/15 = 86%,

12.9 - X%

которая составляет 14%, что вполне допустимо, так как<15%.

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя

n_ас = n_с? (1- (S%/100));

n_ас = 750 ? (1- (2.6/100)) =730 об/мин.

Тип двигателя	Число полюсов	Габаритные размеры, мм.	Установочные присоединительные размеры, мм.	Масса, кг.
		l30	l32	h31	d30	l1	l2	l10	l31	d1	d2	d10	d33	b1	b2	b10	h	h1	h2	h5	h6	h10
4А180М	4,6,8	702	818	470	410	110	110	241	121	48	48	15	42/36	14	14	279	180	9	9	51.5	51.5	20	185

2.4 Уточняем передаточное отношение привода

Действительное общее передаточное отношение привода равно

U_пр.' = n_ас/n_р.в = 730/32 = 22.8 .

Принимаем для червячной передачи по ГОСТ 2144 -76 U_пр.' = 22.4 [1 с.96].

2.5 Определяем момент на валах привода

M1 = Mэл = 30 ? N_эл^р/р ? n_ас;

M1 = 30 ? 12900/3.14 ? 730 = 168.8 Н?м;

M2 = M1 ? U_пр.'? з_чп ? з_п^2;

M2 = 168.8 ? 22.4 ? 0.88 ? 0.995² = 2936 Н?м .

2.6 Определим скорости вращения валов

n₁ = n_ас. = 730 об/мин ;

n₂ = n₁ / U_пр.' ;

n₂ = 730 / 22.4 = 33 об/мин .

3. Расчет и проектирование червячной передачи

3.1 Выбираем материалов червячной пары

Приближенное значение скорости скольжения

Vs = (3.7 4.6 ) ?10^-4 ? n₁ ? ;

Vs = (3.7 4.6 ) ?10^-4 ? 730 ?= 3.8 4.8 м/с ,

принимаем Vs = 4.3 м/с.

Выбираем для червяка Сталь 45 с закалкой до твердости > HB240. Для венца червячного колеса выбираем бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в кокиль);

предел прочности у_В2 = 490 МПа ;

предел текучести у_Т2 = 200 МПа [1 с.9] .

3.2 Определяем допускаемое контактное напряжение

[у]_Н2 = 300 - 25?Vs ;

[у]_Н2 = 300 - 25?4.3 = 193 МПа .

3.3 Определяем допускаемое изгибное напряжение

[у]_F2 = (0.25?у_Т2 +0.08?у_В2)?KFL ;

где KFL - коэффициент долговечности изгибных напряжений ,

KFL = / NFE ;

KFL = / 0.24?10⁸ = 0.7 ,

где NFE - эквивалентное число циклов напряжений ;

NFE = 60?T? n₂ ;

NFE = 60?12000?33 = 0.24?10⁸,

где T - время работы передачи;

T = L?D?G?t ;

T = 5?300?1?8 = 12000 час ,

где L = 5 лет - ресурс работы передачи ;

D = 300 - число рабочих дней ;

G = 1 - число смен ;

t = 8 ч. - длительность смены .

[у]_F2 = (0.25?200 +0.08?490)?0.7 = 63 МПа ;

3.4 Задают число заходов червяка

Принимаем Z₁ = 2 [1 с.96] , так как КПД = 0.750.85 , тогда число зубьев червячного колеса будет;

Z₂ = Z₁? U_пр.' ;

Z₂ = 2? 22.4 = 45 .

3.5 Принимают значение коэффициента диаметра червяка

q = 0.25?Z₂ ; q = 0.25?45 = 11.3 .

принимаем согласно ГОСТ 19672 - 74 [1 с.96] q = 12.5 .

3.6 Вычисляем межосевое расстояние

a = (Z₂ /q + 1) ? ³v[5400/(Z₂ /q?[у]_Н2 ]²? KH?KHV? М₂ ;

где KH = 1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

KHV = 1.3 - коэффициент динамической нагрузки;

A = (45 /12.5 + 1) ? ³v[5400/(45/12.5?193]²?1?1.3?2936 = 282 мм,

3.7 Определяем осевой модуль зацепления

m = 2?a/(Z₂ +q);

m = 2?280/(45+12.5) = 9.7 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144 - 76 стандартное значение m=10 [1 с.97].

Уточняем межосевое расстояние;

a = 0.5?m?(Z₂ +q);

a = 0.5?9.7?(45 +12.5) = 279 мм.

принимаем стандартное значение a = 280 мм.

Коэффициент смещения;

X = (a/m)-0.5?( Z₂ +q);

X = (280/10)-0.5?(45+12.5) = -0.75 ,

-1 x = -0.75 1.

3.8 Определяем длину нарезанной части червяка

Длина нарезной части червяка b1 по ГОСТ 19650 - 74 при x = -0.75 и Z2 = 45 мм, [1 с.97];

b₁ = (9.3+0.03?Z₂)?m+40;

b₁ = (9.3+0.03?45)?10+40 = 146 мм.

3.9 Определяем параметры червячной передачи по ГОСТ 19650 - 74

Делительный диаметр червяка;

d₁ = q?m;

d₁ = 12.5?10 = 125 мм;

Делительный диаметр червячного колеса;

d₂ = Z₂?m;

d₂ = 45?10 = 450 мм;

Начальный диаметр червяка;

d_w1 = (q+2?x)?m;

d_w1= (12.5+2?(-0.75))?10 = 110 мм;

Делительный угол подъема линии витка;

tg = Z₁/q;

tg = 2/12.5 = 0.16 = 9⁰06';

Начальный угол подъема линии витка;

tg_w = Z₁?m/d_w1;

tg_w = 2?10/110 = 0.18 = 10⁰17';

Диаметр вершин витков червяка;

d_a1 = d₁+2?m;

d_a1 = 125+2?10 = 145 мм;

Диаметр впадин червяка;

d_f1 = d₁-2.4?m;

d_f1 = 125-2.4?10 = 101 мм;

Диаметр вершин зубьев червячного колеса;

d_a1 = (Z₂+2+2?x)?m;

d_a1 = (45+2+2?(-0.75))?10 = 455 мм;

Диаметр впадин червячного колеса;

d_a2 = (Z₂+2.4+2?x)?m;

d_a2 = (45+2.4+2?(-0.75))?10 = 411 мм;

Наибольший диаметр червячного колеса;

d_max d_a2+6?m/(Z₁+2);

d_max 411+6?10/(2+2) = 470 мм;

Длина нарезной части червяка;

b₁ = (9.3+0.03?Z₂)?m+40;

b₁ = (9.3+0.03?45)?10+40 = 146 мм;

Ширина венца колеса;

b₂ = 0.75?d_a1;

b₂ = 0.75? 145 = 110 мм;

3.10 Вычисляют окружную скорость скольжения в передачи

V_s = (р?d₁?n₁/6?10⁴)?cos;

V_s = (3.14?125?730/6?10⁴)?cos 9⁰06' = 4.7 м/c;

3.11 Определяют КПД передачи

з = (0.95-0.96)?tg/tg(+);

з = (0.95-0.96)?tg9⁰06'/tg(9⁰06'+1⁰20') = 0.82 ,

где = 1⁰20' - приведенный угол трения [1 с.98].

Уточняем передаваемый момент;

M₁ = M₂/U_пр.'?з;

M₁ = 2936/22.4?0.82 = 159.8 Н?м;

3.12 Определяем силы, действующие в зацеплении

В зацеплении червячной передачи возникают три силы;

окружная - P₁ = F_a1 = 2?M₂/d₂;

P₁ = F_a1 = 2?2936?10³/450 = 13048 Н;

радиальная - F_r2 = F_r1 = P₂?tg;

F_r2 = F_r1 = 13048?tg20⁰ = 4750 H;

осевая - F_a2 = P₁ = 2?M₁/d₁;

F_a2 = P₁ = 2?159.8?10³/125 = 2556;

3.13 Проверяем расчетное контактное напряжение

у_H2 = 5400?(Z₂ /q)?³v((Z₂ /q+1)/a)³? KH?KHV? М₂ ;

у_H2=5400?(45/12.5)?³v((45/12.5+1)/280)³?1?1.3?2936=195МПа ;

Расчетное контактное напряжение должно быть в пределах;

0.85?[у]_H2 у_H2 1.05?[у]_H2 ;

0.85?193 195 1.05?193;

164.05 195 202.65.

3.14 Проверяют зубья червячного колеса на изгибную выносливость

Эквивалентное число зубьев;

Z_v = Z₂?cos³;

Z_v = 45?(cos 9⁰06')³ = 43;

При этом значение коэффициента формы зуба Y_F = 1.51 [1 с.100].

Расчетное изгибное напряжение;

у_F = 1500?Y_F2?KF?KFV?М₂?cos/(d₁?d₂?m);

у_F = 1500?1.51?1.3?1?2936?cos 9⁰06'/(125?450?10) = 15 МПа;

условие у_F < [у]_F = 52 МПа выполняется.

4. Проектировочный расчет валов

4.1 Быстроходный вал - червяк

d = 16.4?⁴v N_эл^р/n₁?[₀];

где [₀] = 0.5⁰ - допускаемый угол закручивания на 1м длины вала [1 c.104],

d = 16.4?⁴v 12.9?10³/730?0.5 = 40 мм;

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя d_дв = 55 мм [2 c.391],

принимаем диаметр выходного конца d_в1 = 60 мм,

диаметр вала под уплотнением d_у1 = 70 мм,

диаметр вала под подшипником d_п1 = 75 мм.

4.2 Тихоходный вал

червячный вал электродвигатель привод

d = 16.4?⁴v 12.9?10³/33?0.5 = 86 мм;

принимаем диаметр выходного конца d_в3 = 85 мм,

диаметр под уплотнитель d_у3 = 90 мм,

диаметр под подшипник d_п3 = 95 мм,

диаметр под колесом d_к3 = 100 мм.

4.3 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы;

d_ст 1.6?d_к3;

d_ст 1.6?100 = 160 мм;

длина ступицы;

l_ст (1.2 1.8)?d_к3;

l_ст (1.2 1.8)?100 = 120 180 мм;

примем l_ст = 150 мм;

толщина обода;

₁ = 2?m;

₁ = 2?10 = 20 мм;

толщина диска;

C = 0.25 ? b₂;

C = 0.25 ? 110 = 28 мм;

диаметр винта;

d = (1.2 1.4)?m;

d = (1.2 1.4)?10 = 12 14 мм;

длина винта;

l = 0.4 ? b₂;

l = 0.4 ? 110 = 44 мм;

4.5 Предварительный выбор подшипников

Предварительно назначаем радиально - упорные конические ролика - подшипники средней серии № 27215 - для быстроходного вала и легкой серии № 7219 - для тихоходного вала по ГОСТ 333 - 79.

N	d мм	D мм	B мм	C кН	C0 мм	e	Y
27315	75	160	37	119	95.1	0.826	0.726
7219	95	170	32	168	131	0.41	1.48

5. Быстроходный вал

5.1 Схема нагружения быстроходного вала

Консольная нагрузка от муфты;

F_м = 100 ? v М₁;

F_м = 100? F_м = v 168.8 = 1299 Н.

Горизонтальная плоскость;

m_a = F_t ? 220 - B_x ? 440 + F_м ? 100 = 0;

B_x = (2556 ? 220 + 1299 ? 100) / 440 = 1573 H;

A_x = 1299 + 1573 + 2556 = 316 H;

M_x1 = 1299 ? 100 = 129.9 H?м;

M_x2 = 1573 ? 220 = 346.1 H?м;

Вертикальная плоскость;

m_а = F_r1 ? 220 - B_y ? 440 - F_a1 ? d₁ / 2 = 0;



B_x = (4750 ? 220 - 13048 ? 125/ 2) / 440 = 522 H;

A_y = F_r - B_y = 4750 - 522 = 4228 H;

M_y1 = 4228 ? 220 = 930.3 H?м;

M_y2 = 522 ? 220 = 114.8 H?м;

Суммарные реакции опор;

A = v A_x² + A_y² = v 316² + 4228² = 4240 H;

B = v B_x² + B_y² = v 1573² + 522² = 1657 H;

5.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

S_a = 0.83 ? e ? A = 0.83 ? 0.826 ? 4240 = 2907 H;

S_B = 0.83 ? e ? B = 0.83 ? 0.826 ? 1657 = 1136 H;

Результирующие осевые нагрузки;

F_aA = S_A = 2907 H;

F_aB = S_A + F_a = 2907 + 13048 = 15955 H;

Проверяем подшипник А.

Отношение F_a / F_r = 3019 / 4240 = 0.71 < e; следовательно X = 1, Y = 0 [1 c.117].

P = (X ? V ? A + Y ? F_a) ? K_б ? K_т = 4240 ? 1.1 = 4664 H;

X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

V =1 - вращается внутреннее кольцо подшипника [1 с.117];

K_т = 1.1 - коэффициент безопасности [1 с.119];

K_т = 1 - работа при t < 100⁰ [1 с.119];

Проверяем подшипник B.

Отношение F_a / F_r = 16067 / 1657 = 9.7 > e; следовательно X = 0.45, Y = 0.858 [1 c.117].

P = (X?V?B+Y?F_a)?K_б?K_т=(0.45?1657+0.858?16067)?1.1==4664H;

5.3 Расчетная долговечность подшипника

часов

Ресурс работы редуктора 12000 часов.

6. Тихоходный вал

6.1 Схема нагружения тихоходного вала

Консольная сила от муфты [1 с.98];

F_M = 250?= 250?= 13546 Н;

Горизонтальная плоскость;

?m_С = F_M ? 100 + F_t2 ? 95 - D_x ? 190 = 0;

D_x = (13546 ? 100 + 13048 ? 95)/190 = 13653 Н;

C_х=F_M-F_t+D_x = 13546 - 13048 + 13653 = 12941 Н;

M_х1 = 13546 ? 100 = 1354.6 Н?м;

M_х2 = 13653 ? 95 = 1297 Н?м;

Вертикальная плоскость;

?m_С = F_r2 ? 95 + F_a2 ? d₂/2 - Dy ? 190 = 0;

D_у = (4750 ? 95 + 2556 ? 450/2)/190 = 5402 H;

C_y = D_y - F_r2 = 5402 - 4750 = 652 H;

M_y = 652 - 95 = 61.9 Н?м;

M_y = 5402 ? 95 = 513.2 Н?м;

С = = 12957 H;

D = = 14683 H;

6.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

S_c = 0,83?е?С = 0.83?0.41?12957 = 4409 Н;

S_D = 0.83 ? 0.41 ? 14683 = 4997 Н;

Результирующие осевые нагрузки;

F_aС = S_С = 4409 Н;

F_aD = S_С + F_a = 4997 + 2556 = 7553 H;

Проверяем подшипник C.

Отношение; F_a/F_r = 4409/12957 = 0.34 < е; следовательно Х = 1 Y = 0 [1 c.117];

Р = 12957 ? 1.1 = 14253 Н;

Проверяем подшипник D.

Отношение; F_a/F_r = 7553/14683 = 0.51 > е; следовательно Х = 0.45 Y = l.48 [1 c.117];

Р = (0.45 ? 14683 +1.48 ? 7553) ? 1.3 = 19564 Н;

6.3 Расчетная долговечность подшипника

L_h = = 65022 часов;

7. Уточненный расчет червячного вала

7.1 Расчетная стрела прогиба червяка

J_пр =

где Е = 2,1?10⁵ МПа - модуль упругости для стали;

1 = 440 мм - расстояние между опорами;

Jnp - приведенный момент инерции.

J_пр = ;

J_пр = = 65?10⁵ мм⁴ ;

f = = 0.007 мм;

7.2 Допускаемая стрела прогиба

[f] = (0.005 + 0.01) ? m = (0.005+0.01) ? 10 = 0.05 0.1 мм; Условие f < [f] выполнено.

7.3 Коэффициент запаса прочности

Опасное сечение проходит через опору А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженым с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45;

термическая обработка - улучшенная у_В = 690 МПа. Пределы выносливости;

- при изгибе у_-1 ? 0.43 ? у_В = 0.43?690 = 296 МПа;

- при кручении ф_-1 ? 0.58 ? у_-1 = 0.58?296 = 172 МПa.

Суммарный изгибающий момент;

М_и = М_х = 129.9 Н?м,

Осевой момент сопротивления;

W = р ? d³/32 = 3.14 ? 75³/32 = 41.4?10³ мм³;

Полярный момент сопротивления;

Wp = 2 ? W = 2 ? 41.4?10³ = 82.8?10³ мм³;

Амплитуда нормальных напряжений;

у_v = M_и/W = 129.9?10³/41.4?10³ = 3.1 МПа;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

ф_v = ф_m = M₁/2?W_p = 168.8?10³/2 ? 82.8?10³ = 2 МПа;

Коэффициенты;

= 4.6;

= 0.6 ? + 0.4 = 0.6 ? 4.6 + 0.4 = 3.2;

ш_ф = 0.1;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 20.7;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_ф = = = 26.1;

Общий коэффициент запаса прочности;

s = = = 16.2 > [s] = 2.5 [2 c.162];

Высокое значение коэффициента запаса прочности объяснятся тем, что диаметр вала по конструктивным соображениям (равенство диаметра выходного конца диаметру вала электродвигателя) был значительно увеличен. Уменьшение диаметра вала приведет к тому, что долговечность подшипников будет меньше ресурса работы привода.

8. Уточнённый расчёт тихоходного вала

8.1 Рассмотрим сечение, проходящее под колесом

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент;

М_и = = = 1418.8 Н?м.

Момент сопротивления изгибу;

W_нетто =;

W_нетто = = 88?10³ мм³.

Момент сопротивления кручению;

W_{к. нетто}= = 186.1 мм³.

Амплитуда нормальных напряжений;

= М_и/ W_нетто = 1418.8?10³/88.8?10³ = 16 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

ф_v = ф_m = M₂/2 ?W_{к. нетто} = 2936?10³/2?186.1?10³ = 15.8 МПа.

Коэффициенты [2 c.166];

k_б = 1.6;

е_б = 0.7;

k_ф = 1.5;

е_ф = 0.59;

ш_ф = 0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 4.1;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_ф = = = 4.1.

Общий коэффициент запаса прочности;

s = = = 3.7 > [s] = 2.5.

8.2 Рассмотрим сечение под опорой С

Концентрация напряжений обусловлена подшипником, посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент;

М_и = М_х = 1354.6 Н?м.

Осевой момент сопротивления;

W = р?d³/32 = 3.14?95³/32 = 84.2?10³ мм³.

Полярный момент сопротивления;

W_p = 2?W =2?84.2?10³ = 168.4?10³ мм³.

Амплитуда нормальных напряжений;

= M_и/W = 1354.6?10³/84.2?10³ = 16.1 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

ф_v = ф_m = M₂/2 ?W_р= 2936?10³/2?168.4?10³ = 8.7 МПа

Коэффициенты [2 c.166];

= 5;

= 0,6?+ 0,4 = 0,6?5+0,4 = 3.4;

ш_ф = 0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 3.7.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_ф = = = 5.6.

Общий коэффициент запаса прочности;

s = = = 3.1 > [s] = 2.5;

Во всех случаях условие s > [s] =2.5 выполняется.

9. Выбор и проверка шпоночных соединений

9.1 Выбор шпонки

Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 [2 c.169].

Напряжение смятия шпонки;

у_cм = < [у]_см = 100 МПа [2 c.170],

где 1 - длина шпонки;

b - ширина шпонки;

t₁- глубина паза вала.

9.2 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце ведущего вала bhl = l4950 мм;

у_cм = = 59.5 МПа;

9.3Тихоходный вал

Шпонка под колесом bhl = 2816140 мм;

у_cм = = 87.4 МПа;

Шпонка на выходном конце bhl = 2214160 мм;

у_cм = = 83.4 МПа;

Условие у_cм < [у]_см выполняется во всех случаях.

10. Смазка редуктора

Смазка червячного зацепления осуществляется окунанием колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны.

V = (0.5 ч 0.8)?N = (0.5 ч 0.8) ?12.9 ? 7 л.

Рекомендуемое значение вязкости масла:

- при V_с = 4.7 м/с - х = 20?10^-6 м²/с,

по этой величине выбираем масло индустриальное И-20А [2 c.253].

Смазка подшипниковых узлов осуществляется благодаря разбрызгиванию масла червячным колесом.

11. Конструктивные элементы корпуса

11.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

д = 0.04?а+2 = 0.04?280+2 = 12 мм принимаем д = 8 мм.

11.2 Толщина фланцев

b = 1.5?д = 1.5?12 = 18 мм.

11.3 Толщина нижнего пояса

р = 2.35?д = 2.35?12 = 28 мм.

11.4 Толщина ребер

m = b = 12 мм.

11.5 Диаметр болтов

- фудаментых d₁= 0. 036?a_w+12 = 0,036?280+12 = 22 мм, примем болты М20;

- болты у подшипников d₂ = 0.75?d₁ = 0.75?20 = 15 мм, примем болты М16;

- болты, соединяющие крышку с корпусом d₃ = 0.6?d₁ = 0.6?20 = 12 мм, примем болты М12

11.6 Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса

- по диаметру А ? 1,2?д =1,2?12 = 14 мм;

- по торцам A₁ ? д = 12 мм.

12. Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора и с ведомого вала на вал мешалки используем упругую втулочно-пальцевую муфты по ГОСТ 21424-75, для которых допускаемые передаваемые моменты:

[M]₁ = 500 Н?м,

[M]₂ = 8000 Н?м.

Расчетный момент:

M_р1= k?M₁ = 1,5?168.8 = 253.2 Н?м < [M]_l

где к = 1,5 - коэффициент эксплуатации.

M_р2 = k?M₂ = 1,5?2936 = 4404 Н?м < [M]₂,

13. Конструирование сварной рамы

Для обеспечения точности положения одной сборочной единицы относительно другой механизмы привода (редуктор, электродвигатель) устанавливаются на сварной раме, выполненной из швеллеров №12, расположенных для удобства постановки болтов полками наружу. На внутреннюю поверхность полки навариваются косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головки болтов.

Опорные поверхности - платики, на которые устанавливаются редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5 мм. Все опорные поверхности, на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

Список используемой литературы

1. Киселёв Б.Р. Проектирование приводов машин химического производства. - Иваново.: ИГХТУ, 1987.

2. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. -М. : Машиностроение, 1987.

3. Шейнблер А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. -М. : Высш. шк., 1991.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроения. Т3. -М. : “Машиностроение”, 1978.

Размещено на Allbest.ru