Проектирование привода к мешалке реактора

Проектирование привода к мешалке реактора

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

.1 Определение КПД привода

η = η_чп · η_п² ,

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

η_п = 0.995 - КПД пары подшипников.

η = 0.88 · 0.995² = 0.776

.2 Определим расчетную мощность электродвигателя

N_эл^р = Nр.в. /η ,

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

- 100%

X = 1290/15 = 86%,

.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.

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/π · n_ас;

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

M2 = M1 · U_пр.^’· η_чп · η_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

.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 σ_В2 = 490 МПа ;

предел текучести σ_Т2 = 200 МПа [1 с.9] .

.2 Определяем допускаемое контактное напряжение

[σ]_Н2 = 300 - 25·Vs ;

[σ]_Н2 = 300 - 25·4.3 = 193 МПа .

3.3 Определяем допускаемое изгибное напряжение

[σ]_F2 = (0.25·σ_Т2 +0.08·σ_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 .

[σ]_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 .

.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) · ³√[5400/(Z₂ /q·[σ]_Н2 ]²· KH·KHV· М₂ ;

где KH = 1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

KHV = 1.3 - коэффициент динамической нагрузки;

A = (45 /12.5 + 1) · ³√[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 ,

 x = -0.75  1.

.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 = (π·d₁·n₁/6·10⁴)·cos;

V_s = (3.14·125·730/6·10⁴)·cos 9⁰06^’ = 4.7 м/c;

3.11 Определяют КПД передачи

η = (0.95-0.96)·tg/tg(+);

η = (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.^’·η;

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

σ_H2 = 5400·(Z₂ /q)·³√((Z₂ /q+1)/a)³· KH·KHV· М₂ ;

σ_H2=5400·(45/12.5)·³√((45/12.5+1)/280)³·1·1.3·2936=195МПа ;

Расчетное контактное напряжение должно быть в пределах;

.85·[σ]_H2  σ_H2  1.05·[σ]_H2 ;

.85·193  195  1.05·193;

.05  195  202.65.

.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;

σ_F = 1500·Y_F2·KF·KFV·М₂·cos/(d₁·d₂·m);

σ_F = 1500·1.51·1.3·1·2936·cos 9⁰06^’/(125·450·10) = 15 МПа;

условие σ_F < [σ]_F = 52 МПа выполняется.

4. Проектировочный расчет валов

.1 Быстроходный вал - червяк

d = 16.4·⁴√ N_эл^р/n₁·[₀];

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

d = 16.4·⁴√ 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 = 16.4·⁴√ 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.

5. Быстроходный вал

5.1 Схема нагружения быстроходного вала

Консольная нагрузка от муфты;

F_м = 100 · √ М₁;

F_м = 100· F_м = √ 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;_y = F_r - B_y = 4750 - 522 = 4228 H;_y1 = 4228 · 220 = 930.3 H·м;

M_y2 = 522 · 220 = 114.8 H·м;

Суммарные реакции опор;

A = √ A_x² + A_y² = √ 316² + 4228² = 4240 H;= √ B_x² + B_y² = √ 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;_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

.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;_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_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;

= 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 σ_В = 690 МПа. Пределы выносливости;

при изгибе σ_-1 ≈ 0.43 · σ_В = 0.43·690 = 296 МПа;

при кручении τ_-1 ≈ 0.58 · σ_-1 = 0.58·296 = 172 МПa.

Суммарный изгибающий момент;

М_и = М_х = 129.9 Н·м,

Осевой момент сопротивления;

W = π · 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;

σ_v = M_и/W = 129.9·10³/41.4·10³ = 3.1 МПа;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

τ_v = τ_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;

ψ_τ = 0.1;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 20.7;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_τ = = = 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;

τ_v = τ_m = M₂/2 ·W_{к. нетто} = 2936·10³/2·186.1·10³ = 15.8 МПа.

Коэффициенты [2 c.166];

k_б = 1.6;

ε_б = 0.7;

k_τ = 1.5;

ε_τ = 0.59;

ψ_τ = 0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 4.1;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_τ = = = 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 = π·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;

τ_v = τ_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;

ψ_τ = 0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 3.7.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_τ = = = 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;

σ_cм = < [σ]_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;

σ_cм = = 59.5 МПа;

9.3Тихоходный вал

Шпонка под колесом bhl = 2816140 мм;

σ_cм = = 87.4 МПа;

Шпонка на выходном конце bhl = 2214160 мм;

σ_cм = = 83.4 МПа;

Условие σ_cм < [σ]_см выполняется во всех случаях.

10. Смазка редуктора

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

V = (0.5 ÷ 0.8)·N = (0.5 ÷ 0.8) ·12.9 ≈ 7 л.

Рекомендуемое значение вязкости масла:

при V_с = 4.7 м/с - υ = 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

δ = 0.04·а+2 = 0.04·280+2 = 12 мм принимаем δ = 8 мм.

11.2 Толщина фланцев

b = 1.5·δ = 1.5·12 = 18 мм.

11.3 Толщина нижнего пояса

р = 2.35·δ = 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·δ =1,2·12 = 14 мм;

по торцам A₁ ≈ δ = 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.

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

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

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