Проектирование привода к мешалке реактора

Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение скорости вращения валов. Расчет и проектирование червячной передачи. Проверка расчетного контактного напряжения. Коэффициент запаса прочности червячного вала.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 06.05.2012
Размер файла 171,1 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

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 - nр.в.=32 об/мин

Скорость вращения электродвигателя - nс =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 = зчп ? зп2 ,

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

зп = 0.995 - КПД пары подшипников.

з = 0.88 ? 0.9952 = 0.776

2.2 Определим расчетную мощность электродвигателя

Nэлр = Nр.в. /з ,

Nэлр = 10/0.776 = 12.9 кВт.

2.3 Выбираем электродвигатель

Зная nс = 750 об/мин

Nэлр = 12.9 кВт.

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А180М8УЗ, рис.2.1. табл. 2.1, Nэл = 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

nас = nс? (1- (S%/100));

nас = 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

Uпр.' = nас/nр.в = 730/32 = 22.8 .

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

2.5 Определяем момент на валах привода

M1 = Mэл = 30 ? Nэлр/р ? nас;

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

M2 = M1 ? Uпр.'? зчп ? зп2;

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

2.6 Определим скорости вращения валов

n1 = nас. = 730 об/мин ;

n2 = n1 / Uпр.' ;

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 уВ2 = 490 МПа ;

предел текучести уТ2 = 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?уТ2 +0.08?уВ2)?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? Uпр.' ;

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;

dw1 = (q+2?x)?m;

dw1= (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;

tgw = Z1?m/dw1;

tgw = 2?10/110 = 0.18 = 10017';

Диаметр вершин витков червяка;

da1 = d1+2?m;

da1 = 125+2?10 = 145 мм;

Диаметр впадин червяка;

df1 = d1-2.4?m;

df1 = 125-2.4?10 = 101 мм;

Диаметр вершин зубьев червячного колеса;

da1 = (Z2+2+2?x)?m;

da1 = (45+2+2?(-0.75))?10 = 455 мм;

Диаметр впадин червячного колеса;

da2 = (Z2+2.4+2?x)?m;

da2 = (45+2.4+2?(-0.75))?10 = 411 мм;

Наибольший диаметр червячного колеса;

dmax da2+6?m/(Z1+2);

dmax 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?da1;

b2 = 0.75? 145 = 110 мм;

3.10 Вычисляют окружную скорость скольжения в передачи

Vs = (р?d1?n1/6?104)?cos;

Vs = (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/Uпр.'?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 = Fa1 = 2?M2/d2;

P1 = Fa1 = 2?2936?103/450 = 13048 Н;

радиальная - Fr2 = Fr1 = P2?tg;

Fr2 = Fr1 = 13048?tg200 = 4750 H;

осевая - Fa2 = P1 = 2?M1/d1;

Fa2 = P1 = 2?159.8?103/125 = 2556;

3.13 Проверяем расчетное контактное напряжение

уH2 = 5400?(Z2 /q)?3v((Z2 /q+1)/a)3? KH?KHV? М2 ;

уH2=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 уH2 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;

Zv = Z2?cos3;

Zv = 45?(cos 9006')3 = 43;

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

Расчетное изгибное напряжение;

уF = 1500?YF2?KF?KFV?М2?cos/(d1?d2?m);

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

условие уF < [у]F = 52 МПа выполняется.

4. Проектировочный расчет валов

4.1 Быстроходный вал - червяк

d = 16.4?4v Nэлр/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 dдв = 55 мм [2 c.391],

принимаем диаметр выходного конца dв1 = 60 мм,

диаметр вала под уплотнением dу1 = 70 мм,

диаметр вала под подшипником dп1 = 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 dв3 = 85 мм,

диаметр под уплотнитель dу3 = 90 мм,

диаметр под подшипник dп3 = 95 мм,

диаметр под колесом dк3 = 100 мм.

4.3 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы;

dст 1.6?dк3;

dст 1.6?100 = 160 мм;

длина ступицы;

lст (1.2 1.8)?dк3;

lст (1.2 1.8)?100 = 120 180 мм;

примем lст = 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;

Fм = 100 ? v М1;

Fм = 100? Fм = v 168.8 = 1299 Н.

Горизонтальная плоскость;

ma = Ft ? 220 - Bx ? 440 + Fм ? 100 = 0;

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

Ax = 1299 + 1573 + 2556 = 316 H;

Mx1 = 1299 ? 100 = 129.9 H?м;

Mx2 = 1573 ? 220 = 346.1 H?м;

Вертикальная плоскость;

mа = Fr1 ? 220 - By ? 440 - Fa1 ? d1 / 2 = 0;

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

Ay = Fr - By = 4750 - 522 = 4228 H;

My1 = 4228 ? 220 = 930.3 H?м;

My2 = 522 ? 220 = 114.8 H?м;

Суммарные реакции опор;

A = v Ax2 + Ay2 = v 3162 + 42282 = 4240 H;

B = v Bx2 + By2 = v 15732 + 5222 = 1657 H;

5.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

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

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

Результирующие осевые нагрузки;

FaA = SA = 2907 H;

FaB = SA + Fa = 2907 + 13048 = 15955 H;

Проверяем подшипник А.

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

P = (X ? V ? A + Y ? Fa) ? Kб ? Kт = 4240 ? 1.1 = 4664 H;

X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

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

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

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

Проверяем подшипник B.

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

P = (X?V?B+Y?Fa)?Kб?Kт=(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];
FM = 250?= 250?= 13546 Н;
Горизонтальная плоскость;
?mС = FM ? 100 + Ft2 ? 95 - Dx ? 190 = 0;
Dx = (13546 ? 100 + 13048 ? 95)/190 = 13653 Н;
Cх=FM-Ft+Dx = 13546 - 13048 + 13653 = 12941 Н;
Mх1 = 13546 ? 100 = 1354.6 Н?м;
Mх2 = 13653 ? 95 = 1297 Н?м;
Вертикальная плоскость;
?mС = Fr2 ? 95 + Fa2 ? d2/2 - Dy ? 190 = 0;
Dу = (4750 ? 95 + 2556 ? 450/2)/190 = 5402 H;
Cy = Dy - Fr2 = 5402 - 4750 = 652 H;
My = 652 - 95 = 61.9 Н?м;
My = 5402 ? 95 = 513.2 Н?м;
С = = 12957 H;
D = = 14683 H;
6.2 Эквивалентная нагрузка
Осевые составляющие реакций опор;
Sc = 0,83?е?С = 0.83?0.41?12957 = 4409 Н;
SD = 0.83 ? 0.41 ? 14683 = 4997 Н;
Результирующие осевые нагрузки;
FaС = SС = 4409 Н;
FaD = SС + Fa = 4997 + 2556 = 7553 H;
Проверяем подшипник C.
Отношение; Fa/Fr = 4409/12957 = 0.34 < е; следовательно Х = 1 Y = 0 [1 c.117];
Р = 12957 ? 1.1 = 14253 Н;
Проверяем подшипник D.
Отношение; Fa/Fr = 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
Lh = = 65022 часов;
7. Уточненный расчет червячного вала
7.1 Расчетная стрела прогиба червяка
Jпр =
где Е = 2,1?105 МПа - модуль упругости для стали;
1 = 440 мм - расстояние между опорами;
Jnp - приведенный момент инерции.
Jпр = ;
Jпр = = 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 уВ = 690 МПа. Пределы выносливости;
- при изгибе у-1 ? 0.43 ? уВ = 0.43?690 = 296 МПа;
- при кручении ф-1 ? 0.58 ? у-1 = 0.58?296 = 172 МПa.
Суммарный изгибающий момент;
Ми = Мх = 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;
уv = Mи/W = 129.9?103/41.4?103 = 3.1 МПа;
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;
фv = фm = M1/2?Wp = 168.8?103/2 ? 82.8?103 = 2 МПа;
Коэффициенты;
= 4.6;
= 0.6 ? + 0.4 = 0.6 ? 4.6 + 0.4 = 3.2;
шф = 0.1;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
sб = == 20.7;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
sф = = = 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;
Ми = = = 1418.8 Н?м.
Момент сопротивления изгибу;
Wнетто =;
Wнетто = = 88?103 мм3.
Момент сопротивления кручению;
Wк. нетто= = 186.1 мм3.
Амплитуда нормальных напряжений;
= Ми/ Wнетто = 1418.8?103/88.8?103 = 16 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;
фv = фm = M2/2 ?Wк. нетто = 2936?103/2?186.1?103 = 15.8 МПа.
Коэффициенты [2 c.166];
kб = 1.6;
еб = 0.7;
kф = 1.5;
еф = 0.59;
шф = 0.1.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
sб = == 4.1;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
sф = = = 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;
Ми = Мх = 1354.6 Н?м.
Осевой момент сопротивления;
W = р?d3/32 = 3.14?953/32 = 84.2?103 мм3.
Полярный момент сопротивления;
Wp = 2?W =2?84.2?103 = 168.4?103 мм3.
Амплитуда нормальных напряжений;
= Mи/W = 1354.6?103/84.2?103 = 16.1 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;
фv = фm = M2/2 ?Wр= 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;
шф = 0.1.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
sб = == 3.7.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
sф = = = 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;
уcм = < [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;
уcм = = 59.5 МПа;
9.3Тихоходный вал
Шпонка под колесом bhl = 2816140 мм;
уcм = = 87.4 МПа;
Шпонка на выходном конце bhl = 2214160 мм;
уcм = = 83.4 МПа;
Условие уcм < [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 Vс = 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?aw+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:

Mр1= k?M1 = 1,5?168.8 = 253.2 Н?м < [M]l

где к = 1,5 - коэффициент эксплуатации.

Mр2 = 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


Подобные документы

  • Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Передаточное отношение привода. Скорость вращения валов. Выбор материалов зубчатой пары. Схема нагружения тихоходного вала. Выбор и проверка шпоночных соединений.

    курсовая работа [662,1 K], добавлен 06.05.2012

  • Кинематический расчет привода. Определение фактических передаточных чисел, частоты вращения валов привода, вращающего момента на валах привода. Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Расчет цилиндрической зубчатой и червячной передачи.

    курсовая работа [369,7 K], добавлен 17.10.2013

  • Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

    курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015

  • Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

    курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012

  • Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

    методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012

  • Кинематический силовой расчет привода, валов и корпуса редуктора, конструирование червячного колеса. Определение силы в зацеплении. Проверка долговечности подшипника и прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [742,9 K], добавлен 16.03.2015

  • Выбор электродвигателя и редуктора. Кинематический расчет привода и частоты вращения валов, определение погрешности. Проектирование цепной и червячной передачи. Способ смазки и марка масла. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Тепловой расчет.

    контрольная работа [3,0 M], добавлен 07.05.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.