Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой

Для шестерни: L_СТ1 = (1,2-1,5)d_b1=30 мм

Для колеса: L_СТ2 =( 1,2-1,5)d_b2=49,5 мм

6.2.Определение  диаметра ступицы.

Диаметр ступицы  определим по источнику №1, стр. 233.

Для шестерни: d_СТ1=1,6 d_b1=32 мм

Для колеса: d_СТ2 = 1,6 d_b2=52,8 мм

6.3. Определение  толщины обода.

Для колеса (по источнику  №1, стр. 233):

d₀ = (3-4)m_е=3,7·1,58 = 6 мм

6.4. Определение  толщины колеса.

Для колеса (по источнику  №1, стр. 233):

с = (0,1-0,17)Re=0,15·182,4=27 мм

 

7. 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. Материал – Сч.15-32.

Исходные данные:

Внешнее конусное расстояние Re = 118 мм

7.1. Определение  толщины стенок картера и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

 мм.

Так как расчетные  значения толщин получили меньше 8 мм, то берем толщины, равные 10 мм.

7.2. Определение  толщины поясов картера и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

Толщину верхнего пояса картера  рассчитаем согласно формуле:

.

 мм.

Толщину нижнего пояса  картера, на основании соотношения: .

 мм.

Толщина пояса крышки может  быть определена по формуле:

 мм.

7.3. Определение  толщины ребер жесткости картера  и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

m = (0.85-1)δ=8,5-10 мм

m₁ =(0.85-1)δ₁ =8,5-10 мм

7.4. Определение  наименьшего зазора между наружной  поверхностью внутренних деталей  и стенкой редуктора.

Данный параметр рассчитывается по формуле (по диаметру): .

. Принимаем а = 10мм.

7.5. Определение  диаметра крепежных болтов.

7.5.1. Фундаментные  болты.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

d₁ = (0,05 ÷ 0,055)R_e + 10=0,05 ·182,4 + 10 = 19,12 мм

Принимаем М16´1,5.

7.5.2. 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  σ< 600 МПа при окружной скорости до 2 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-40А.

8. 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).

Обозначение	ГОСТ	d	D	B	T	r	r1	a
Ведущий вал	36205	25	52	15	15	1,5	0,5	12°
Ведомый вал	36209	45	85	19	19	2	1	12°

                       

Шарикоподшипник радиально-упорный ГОСТ 831  75

 

9. 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.

В курсовом проекте используется призматическая шпонка.

На данном чертеже  представлены 4 соединения шпонкой: шпонка для шкива клиноременной передачи, шпонка для конического колеса, 2 шпонки для соединения полумуфт в  МПР.

Исходные данные:

Диаметр вала под ступицей d_в1 = 19 мм;

Диаметр вала под ступицей d_в2 = 33 мм;

Длина ступицы l_ст.1=30 мм;

Длина ступицы l_ст.2=49,5 мм;

Вращающий момент на ведущем  валу редуктора M₁ = 17,61Нм;

Вращающий момент на ведомом  валу редуктора М₂ = 105,1 Нм

9.1. Расчет шпонки для ведущего вала

Согласно источнику  №1 (стр. 169) по ГОСТу 23360-78 выбираем призматическую шпонку:

b	h	t1	t2
6	6	3,5	2,8

Рассчитаем длину  шпонки по формуле:

= l_ст1-(5~10) = 30-10 = 20мм

Проверим  шпонку на смятие:

 – площадь смятия, определяемая через соотношение:

37,07 < 100

Условие прочности  на смятие выполняется.

 

Проверим  шпонку на срез:

 

_{15,45 < 60}

_{Условие прочности на срез выполняется}

Берем шпонку 6х6х20ГОСТ 23360-78

9.2. Расчёт шпонки для ведомого вала

Согласно источнику  №1 (стр. 169) по ГОСТу 23360-78 выбираем призматическую шпонку:

b	h	t1	t2
6	6	3,5	2,8	0,16 0,25

 

Рассчитаем длину  шпонки по формуле: l = l_ст2-(5~10) = 49,5-7,5 = 42 мм

Проверим  шпонку на смятие:

Условие прочности  на смятие выполняется

Проверим  шпонку на срез:

_{Условие прочности на срез выполняется}

Берем шпонку 6х6х42 ГОСТ 23360-78

10.Подбор муфты

Для соединения вертикальных валов используют муфты ППФ и  МПР.

Основное требование, предъявляемое  к валам – их соосность. Муфты  применяют для передачи крутящего  момента. Муфта подбирается под  диаметры валов под муфту. Фиксирующее  кольцо служит для восприятия осевых нагрузок. Изготавливают муфты из углеродистых сталей.

Корпус муфты состоит  из двух половин с продольным разъемом. На наружные конические поверхности  полумуфт надеваются кольца, которые  стягиваются тремя шпильками. Сами полумуфты надеваются на валы при  помощи шпоночных соединений. Окончание валов обрабатывается под фиксирующее кольцо, которое состоит из двух половин, скрепляемые пружинными кольцами.

На работу муфты существенно  влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведут не по номинальному моменту  М₂, а по расчётному моменту М_Р

М_Р=k_pM₂, где k_p=1,5- коэффициент режима работы (источник №2, стр. 497, табл. 16.1)

Тогда М_Р= 1,5·105,1=157,65 Н·м

Следовательно, выбираем муфту  продольно-разъёмную для значения диаметра вала равного 30 мм.

d	Mкр,Н∙м	D1	d2	d3	D	D0	H	H1	H2	H3	H4	H5	H6	d4
30	180	100	23	28	55	80	120	50	16	16	4	3	2	44

11.Расчет ведомого вала  на выносливость.

11.1. Условно-пространственная  схема передачи.

11.2.Рассчитываем усилия.

F_t1 = F_t2 = 2M₁/d₁ = 1840 H

F_r1 = F_a2 = F_t1∙tgα∙sinδ₂ = 1840∙tg20°∙sin9°02' = 110 H

F_a1 = F_r2 = F_t1∙tgα∙sinδ₁ = 1325,8∙tg20°∙sin17°36' = 650 H

Приводим нагрузку к оси  вала.

m(F_a2) = F_a2∙d₂/2 = 650∙0,250/2 = 81,25 Н·м

Найдем реакции в опорах (см. схему).

Плоскость yOz

∑M(А)=0: -m(F_a2)+y_в∙b+F_r2∙a = 0

      y_b = (m(F_a2)-F_r2∙a)/b = (81,25-110·0,0865)/0,0683 =1050,3 H

∑y=0: -F_r2+y_a+y_b = 0

      y_b = F_r2- y_b = 650-1050,3= -400,3 H

Плоскость xOz

∑M(A)=0: x_B∙b-F_t2∙a = 0

      x_B = F_t2∙a/b = 1840∙0,0865/0,0683 =2330,3  H

∑x=0: -x_A+x_B-F_t2 = 0

      x_A = x_B -F_t2= 2330,3-1840 = 490,3 H

Опасное сечение под подшипником  А (см. эпюры).

Определим суммарный изгибающий момент в опасном сечении.

M_∑A = √(M_XA²+M_YA²) = √(71,735 ²+159,16 ²) = 2,33 Н·м

Определяем суммарные  напряжения.

σ_А = М_изг/0,1d ³ = 2330,33/(0,1∙39 ³) = 29,43 МПа

τ_А = М_кр/0,2d ³ = 81,25∙1000/(0,2∙39 ³) = 6,86 МПа

σ_экв = √(σ²+4τ²) = √(866,16+188,24)=32,47 МПа

Выбираем материал для  вала: Сталь 45.

σ_В = 570 МПа, σ_-1 = 0,43σ_В = 0,43∙570 = 246 МПа

               τ_-1 = 0,58σ_-1 = 0,58∙246 = 142,68 МПа

Рассчитываем коэффициент  запаса.

 

 

где =2,6 (источник №1, стр.166, т. 8.7), = σ_А

n = n_σ∙n_τ/√(n_σ²+n_τ²) = 20,19∙3,2/√(20,19+10,1²) = 3,1

n_n=2,5~4

12. 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.

 

Требуется рассчитать 3 поля допуска.

12.1. Расчет поля допуска на подшипниках ведущего вала.

Исходные данные: диаметр внутреннего кольца в подшипнике 45 мм

    диаметр  наружного кольца в подшипнике 85 мм

1. По источнику  №1, стр. 263, табл. 10.13. определим тип  посадки и квалитет.

Для вала – Ç35 k6 (переходная посадка)

Для отверстия  в корпусе под наружное кольцо в подшипнике – Ç85 H7 (с зазором)

2. По источнику  №1, стр. 260, табл. 10.12. определим поле  допуска и предельное отклонение.

Для вала:

Верхнее отклонение для Ç45 es = +18 мкм

Нижнее отклонение для Ç45 ei = +2 мкм

Для отверстия в корпусе под наружное кольцо в подшипнике:

Верхнее отклонение для Ç85 ES = +35 мкм

Нижнее отклонение для Ç85 EI = 0 мкм

3. Рассчитаем  предельные размеры:

Для вала:

d_max = 45,018 мм

d_min = 45,002 мм

Для отверстия в корпусе под наружное кольцо в подшипнике:

D_max = 85,035 мм

D_min = 85,000 мм

4. Рассчитаем  зазоры и натяги.

Замечание: для  размеров подшипника (как для стандартного изделия) берем:

Диаметр внутреннего  кольца = 45,000 мм

Диаметр наружного  кольца = 85,000 мм

Для вала:

(Максимальный  зазор) S_max = 45,018 – 45,002 = 0,016 мм

(Максимальный  натяг) N_max = 45,000 – 45,018 =- 0,018 мм

Для отверстия в корпусе под наружное кольцо в подшипнике:

(Максимальный  зазор) S_max =0 ,035 мм

(Минимальный  зазор) S_min = 0,000 мм

D_max и D_min- наибольший и наименьший предельные размеры отверстия

d_max и d_min- наибольший и наименьший предельные размеры вала

00-нулевая линия, положение  которой соответствует номинальному  размеру

ES и es- верхние отклонения отверстия и вала

EI и ei- нижние отклонения отверстия и вала

Характер соединения деталей  называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.

 

5. Строим схему  полей допусков.

 

Для вала:                 

Для отверстия  в корпусе под наружное кольцо в подшипнике:  

 

 

 

12.2. Расчет поля допуска на ступице конического колеса.