Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой

d₂ = d₁·i_кл/р(1-e) = 63·2,243 (1-0,001) = 139 мм

Уточнив диаметр  по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120), получаем: d_2ГОСТ = 140 мм

3.4. Уточнение  передаточного отношения для  клиноременной передачи.

i^/_кл/р = d_2ГОСТ/(d_1ГОСТ (1-e)) = 140/(63·(1-0,001)) = 2,245

Погрешность: Δ=(i^/_кл/р - i_кл/р)/ i_кл/р)·100% = (2,245-2,243)/2,243·100% = 0,089%

 

 

3.5. Определение  межосевого расстояния.

Сечение клинового  ремня типа О по ГОСТ 1284.1-80 имеет  вид:

                           

где W=10мм; l_p=8,5мм; T₀=6мм для данного типа ремня.

 

Тогда минимальное  межосевое расстояние определим  по формуле (стр. 130 источник №1):

a_min= 0,55(d₁+d₂)+T₀ = 0,55·(63+140)+6 = 117,65 мм

Максимальное  межосевое расстояние:

a_max= (d₁+ d₂)·2 = (140+63) ·2 = 406 мм

Возьмем а из интервала  между a_min и a_max

a = 280 мм

3.6. Определение  длины ремня.

Определение длины  ремня проведем по формуле (7.7), источник №1, стр.120

L = 2a + 0,5p(d₁+d₂) + = 2·280+0,5p(140+63)+(140-63)²/4·280=884 мм

Согласно ГОСТ 1284.1-80, длину ремня можно принять  равной L_p = 900 мм.

Итак, в передаче используется ремень О-1180 Т ГОСТ 1284.1-80

3.7. Уточнение  межосевого расстояния.

Теперь уточним  межосевое расстояние для выбранной  выше длины ремня по формуле (7.27) источник №1, стр. 130.

 

W=0,5p(d₁+d₂)=318,71 мм

y=(d₂-d₁)2=5929 мм

a=288,1 мм

Δ= (а_ут -а)/а·100%= 2,89 %

3.8. Определение  угла обхвата.

Определим угол обхвата  по формуле (7.28) источник №1, стр. 130

α₁  = 180⁰ - 57·(d₂-d₁)/а_ут = 180⁰ - 57·(140-63)/288,1=164,77⁰

3.9. Определение  числа ремней.

Число ремней определим  по формуле (7.29) источник №1, стр.135.

z = (Р_треб C_P)/(P₀C_LC_aC_z) = (1,21 ·1,1)/(0,61·1,0·0,92·0,95) = 2,5 3

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

Параметры, задействованные  в формуле (7.29) определяются по таблицам 7.8 и 7.9 в источнике №1, стр. 132-135. Однако значения P₀ для данной длины ремня и количества оборотов в минуту по таблице 7.8. определить не удастся, так как в этой таблице отсутствуют необходимые данные. Значения для P₀ получим по методу наименьших квадратов, задав линейные регрессии для имеющихся в таблице данных.

С_p = 1,1 (источник №1, стр. 136, табл. 7.10) - коэффициент режима работы, учитывая условия эксплуатации (для привода к ленточному конвейеру при трехсменной работе).

С_L = 0,92 по ГОСТу 12843-80 (источник №1, стр. 135, табл. 7.9) - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (для сечения ремня «А» при длине L = 900 мм.).

С_α = 1,0 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (при α₁ = 164,77 ⁰).

С_ż = 0,95 (источник №1, стр. 135)  - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что их количество не превысит 3).

Р_о =  0,61 кВт. (источник №1, стр. 132, табл. 7.8)  - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем.

3.10. Определение  окружной скорости вращения ремня.

d₁ =63 мм = 0,063 м

v = (pd₁n_эд)/60 =(px0,063· 1413)/60 = 4,66 м/c

3.11. Определение  силы натяжения ветви ремня.

Сила натяжения  ветви вала рассчитывается по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент q = 0,06 (для ремня типа O) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136)

F₀= (850· P·C_P·C_L) /(z·V· С_α ) + qV² = (850·1,21·1,1·0,92)/(3·4,66·1,0) +  +0,06·(4,66)² = 75,75 Н

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

Данная сила рассчитывается по формуле (7.31), источник №1, стр. 136.

F_B = 2F₀ zsin(a₁/2) = 2·75,75·3·sin(164,77 ⁰/2) = 449,96 H

4. Расчет закрытой конической  зубчатой передачи.

Исходные  данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 17,61 H·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 105,1 Н·м

Частота вращения ведущего вала редуктора, n₁ = 630 об/мин

Частота вращения ведомого вала редуктора, n₂ = 100 об/мин

Передаточное  отношение для зубчатой передачи коническими колесами, i_кон = 6,3

Коэффициент ширины зубчатого  колеса, Y_{b Re}=0,285

4.1. Выбор материала  для передачи.

Так как по расчетам, M₂ = 105,1 Н·м, то возьмем материал Сталь 45 (стр 34 источник 1).

Берем диаметр  заготовки для шестерни d_заг.ш =_.63 мм, тогда диаметр заготовки для колеса возьмем: d_заг.к.= d_заг.ш·i_кон = 63·6,8 = 428,4 мм

Твердость выбранных  материалов составляет:

Для заготовки  под шестерню 280 HB

Для заготовки  под колесо 250 HB

4.2. Проектировочный  расчет выносливости передачи  по контактным напряжениям.

4.2.1. Определение  допускаемых контактных напряжений.

Рассчитаем допускаемые  контактные напряжения по формуле (3.9.), источник №1, стр. 33.

Примем (по условиям проекта), что K_HL = 1; [S_H] = 1,1. Значение s_{H lim b} берем из таблиц 3.2. и 3.3., источник №1, стр. 34.

= 2НВ+70=2· 250+70=570 МПа

[s_H] = МПа

4.2.2. Определение  внешнего делительного диаметра  колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем

По условию  проекта у нас прямозубое колесо, тогда K_d = 99

Коэффициент K_Hb (из таблицы 3.1, источник №1, стр. 32) примем равным 1,2-1,35

K_Hb=1,30

Далее определим  внешний делительный диаметр  колеса.

 мм

По ГОСТ 12289-76 d_e2 округлим до 250 мм (стр.49 источник 1)

Погрешность:

4.3. Расчет геометрических  параметров передачи.

4.3.1. Определение  числа зубьев шестерни и колеса.

Выберем число  зубьев шестерни равным 25.(стр.49 источник 1)

z_{1 шест.} = 25

Тогда число зубьев колеса будет равно z_{2 кол.} = i_кон.· z_{1 шест.} = 6,3·25 = 158

4.3.2. Определение  внешнего окружного модуля.

Внешний окружной модуль определим по формуле

m_e = d_e2 /z₂ = 250/158= 1,58

4.3.3. Определение  углов делительных конусов.

Определим углы делительных  конусов d₁ и d₂ .

Для колеса: d₂ = arctg i_кон.= arctg 6,3= 80,98^O

Для шестерни: d₁ = 90^O - d₂ = 90^O – 80,98^O = 9,02^O

4.3.4. Определение  внешнего конусного расстояния  и ширины зуба.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

 R_e = мм

Ширина зуба рассчитывается по источнику №2, стр. 282.

Для колеса: b₂ = R_e·Y_{b Re} =0,285· 182,4= 52 мм

Для шестерни: b₁ = b₁+2 = 54 мм

4.3.5. Определение среднего конусного расстояния.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Среднее конусное расстояние: мм.

4.3.6. Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

Рассчитаем делительный  диаметр шестерни:

d_e1 = m_e.z_1.= 1,58·25 = 39,5 мм

4.3.7. Определение среднего делительного диаметра.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Средний делительный диаметр  шестерни :

Для шестерни:  d₁ =2(R_e -0,5b)·sin d₁ =2(182,4-26) ·0,1564= 49 мм.

 

4.3.8. Определение внешнего диаметра шестерни и колеса по вершине зубьев

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50).

 

Внешний диаметр  шестерни и колеса по вершине зубьев:

Для шестерни: d_ae1 = d_e1+ 2m_ecosd₁ =39.5+2·1,58·0.98= 42,6 мм

Для колеса: d_ae2 = d_e2+ 2m_ecosd₂ =250+2·1,58·0,297=251 мм

4.3.9. Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50).

средний окружной модуль:

Для шестерни: m₁ = d₁ / zш = 39,5/26= 1,58 мм/зуб

4.3.10. Определение коэффициента ширины шестерни по среднему диаметру

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

ψ_bd=b₁/d₁=54/49=0,59=1,1

4.3.11. Определение окружной скорости вращения шестерни и колеса.

Рассчитаем окружную скорость вращения по формуле

4.4. Проверочный  расчет на выносливость по  контактным напряжениям.

Выполним проверочный  расчет по формуле (3.27.), источник №1, стр. 47.

Где К_Н – есть коэффициент, определяемый соотношением (см. стр. 49, источник №1):

При заданной твердости стали (НВ < 350) и несимметричном расположении колес относительно опор (сказывается влияние того, что со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев) примем значение коэффициента К_Нβ, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, равное: К_нβ = 1,24 (источник №1, стр. 39, табл. 3.5).

У нас прямозубые колеса следовательно К_Нα =1.

Значение динамического  коэффициента принимают в зависимости  от окружной скорости, твердости поверхности  зубьев НВ и степени точности 8. (источник №1, табл. 3.6, стр. 40). Выберем К_нv = 1,05.

Подставляя числовые данные, получим:

.

После определения численного значения коэффициента К_Н мы можем определить значение контактного напряжения:

= 495,65 МПа (см. 4.2.1.)

>

Проверка выполнена  успешно.

4.5. Проверочный  расчет по напряжениям изгиба.

4.5.1. Определение  коэффициента нагрузки K_F

Т.к. в редукторе  будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 8. Расчет проведем по формуле 3.22. (источник №1, стр. 41). Значение

= 1,05 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). Значение K_Fv = 1,25 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, K_F = ·K_Fv= 1,3455

4.5.2. Определение  окружной силы в зубчатом зацеплении.

Определим окружную силу по формуле 

F_t1 = F_t2 =2M₁/d₁ = 2·17,61·1000/49 = 720 H

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

Коэффициент безопасности: [S_F] = [S_F]` [S_F]``.  

Согласно источнику [1] (табл. 3.9, стр. 44) коэффициент [S_F]`, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, следует принимать равным: [S<sub>F</sub>]` = 1,75. Коэффициент [S_F]``, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок следует принимать равным: [S<sub>F</sub>]`` = 1.

Следовательно, [S_F] =1,75 1 = 1,75.  

Из таблицы 3.9. (источник №1, стр. 45) получаем допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

Для шестерни:

Для колеса:   

По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:

Для шестерни:

Для колеса:   

4.5.4. Определение соотношений [s_F]/Y_F

[s_F1]/Y_F1 = 288/3,90 =73,85

[s_F2]/Y_F2 = 275/3,60 = 76,39

Итак, проверочный  расчет произведем по [s_F2]

s_F = (F_tK_FY_F)/(V·bш·m) = (720·3,9·3,1,3455)/( 0,85·53,98·1,58 ) = 52,11 МПа

s_F <

  52,11 < 73,85

Проверка выполнена  успешно.

5. Проектировочный расчет  валов редуктора.

Исходные  данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 17,61 Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 105,1 Н·м

Допускаемое напряжение на кручение [ τ ] = 15-35 МПа

5.1. Определение  диаметра концевой части ведущего  и ведомого валов редуктора.

Расчет произведем по формуле (8.16.), источник №1, стр. 161;

.

Допускаемое напряжение на кручение принято равным  МПа.. Это невысокое значение было принято с учетом того, что ведущий вал испытывает кручение от натяжения клиноременной передачи.

Для ведущего вала: мм

Для ведомого вала: =33 мм

Далее добавим 15% от этих диаметров к ним (чтобы  был запас прочности), округлим диаметры по стандартному ряду (стр. 161, источник №1).

Для ведущего вала: d_K1  = 19 мм;

Для ведомого вала: d_K2 = 33 мм;

5.2. Определение  диаметра вала под подшипником.

Диаметры валов под  подшипниками можно определить по следующей  формуле:

Для ведущего вала: d_П1 = d_K1 + 6 = 25 мм

Для ведомого вала: d_П2 = d_K1 + 10 = 43 мм

5.3 Определение  диаметров вала между подшипниками

dп-п=d-(2-4)

dп-п1=25-2=23 мм

d п-п2=43-4=39 мм

5.4. Определение  диаметра буртика.

Диаметры буртиков можно  определить по следующей формуле:

Для ведущего вала: d_Б1 = d_П1+7 = 32 мм

Для ведомого вала: d_Б2 = d_П2+7 = 50 мм

5.5. Определение  диаметра вала под ступицей.

Диаметр вала под ступицей выбирается согласно соотношению: .

 мм.

 мм.

 мм.

 

 

6. Расчет конструктивных  размеров конических колес.

Исходные данные:

Диаметр вала под ступицей d_В1 = 19 мм;

Диаметр вала под ступицей d_В2 = 33 мм;

Внешнее конусное расстояние Re = 182,4 мм .

Нормальный модуль m = 1,58 мм;

6.1. Определение длины ступицы.

Длину ступицы  определим по источнику №2, стр. 373.