Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой. 2

Московский  государственный университет тонких химических технологий

имени М.В. Ломоносова.

Кафедра прикладной механики и основ конструирования.

 

 

 

Курсовой проект по курсу

«Прикладная механика и  основы

конструирования» на тему:

«Проектирование вертикального  аппарата

с приводом и мешалкой».

 

 

 

 

Выполнила студентка гр. БТ-202                  Марданова Р.У.

Консультант                                                   Бульба В.Л.

 

Москва 2013

 

Оглавление

1. Введение 3

2. Кинематический расчет  привода. 6

2.1. Определение общего  КПД привода. 6

2.2. Определение требуемой  мощности электродвигателя. 6

2.3. Выбор типа электродвигателя. 6

2.4. Определение номинальной  частоты вращения электродвигателя. 7

2.5. Определение передаточного  отношения привода и его ступеней. 7

2.5.1. Определение общего  передаточного отношения привода. 7

2.5.2. Разбивка общего  передаточного отношения по ступеням. 7

2.6. Определение силовых  и кинематических параметров  привода. 8

2.6.1. Определение параметров  вала электродвигателя(вращающий  момент). 8

2.6.2. Определение параметров  ведущего вала редуктора. 8

2.6.3. Определение параметров  ведомого вала редуктора. 8

3. Расчет клиноременной  передачи. 8

3.1. Подбор типа ремня. 8

3.2. Определение диаметра  меньшего шкива. 9

3.3. Определение диаметра  большего шкива. 9

3.4. Уточнение передаточного  отношения для клиноременной  передачи. 9

3.5. Определение межосевого  расстояния. 9

3.6. Определение длины  ремня. 10

3.7. Уточнение межосевого  расстояния. 10

3.8. Определение угла  обхвата. 10

3.9. Определение числа  ремней. 10

3.10. Определение окружной  скорости вращения ремня. 11

3.11. Определение силы  натяжения ветви ремня. 11

3.12. Определение силы, действующей на ведущий вал  редуктора от клиноременной передачи. 12

4. Расчет закрытой  конической зубчатой передачи. 12

4.1. Выбор материала  для передачи. 12

4.2. Проектировочный  расчет выносливости передачи  по контактным напряжениям. 13

4.2.1. Определение допускаемых  контактных напряжений. 13

4.2.2. Определение внешнего  делительного диаметра колеса. 13

4.3. Расчет геометрических  параметров передачи. 14

4.3.1. Определение числа  зубьев шестерни и колеса. 14

4.3.2. Определение внешнего  окружного модуля. 14

4.3.3. Определение углов  делительных конусов. 14

4.3.4. Определение внешнего  конусного расстояния и ширины  зуба. 14

4.3.5. Определение среднего  конусного расстояния. 15

4.3.6. Определение внешнего  делительного диаметра шестерни. 15

4.3.7. Определение среднего  делительного диаметра. 15

4.3.9. Определение   среднего окружного модуля. 15

4.3.11. Определение окружной  скорости вращения шестерни и  колеса. 16

4.4. Проверочный расчет  на выносливость по контактным  напряжениям. 16

4.5. Проверочный расчет  по напряжениям изгиба. 17

4.5.1. Определение коэффициента  нагрузки K_F 17

4.5.2. Определение окружной  силы в зубчатом зацеплении. 17

4.5.3. Определение допускаемых  напряжений при проверке зубьев  на выносливость по напряжениям  изгиба. 17

4.5.4. Определение соотношений  [s_F]/Y_F 18

5. Проектировочный  расчет валов редуктора. 18

5.1. Определение диаметра  концевой части ведущего и  ведомого валов редуктора. 19

5.2. Определение диаметра  вала под подшипником. 19

5.3 Определение диаметров  вала между подшипниками 19

5.4. Определение диаметра  буртика. 20

5.5. Определение диаметра  вала под ступицей. 20

6. Расчет конструктивных  размеров конических колес. 20

6.1. Определение длины  ступицы. 20

6.2.Определение диаметра  ступицы. 20

6.3. Определение толщины  обода. 21

6.4. Определение толщины  колеса. 21

7. Расчет элементов  корпуса редуктора. 21

7.1. Определение толщины  стенок картера и крышки. 21

7.2. Определение толщины  поясов картера и крышки. 21

7.3. Определение толщины  ребер жесткости картера и  крышки. 22

7.4. Определение наименьшего  зазора между наружной поверхностью  внутренних деталей и стенкой  редуктора. 22

7.5. Определение диаметра  крепежных болтов. 22

7.5.1. Фундаментные болты. 22

7.5.2. Выбор условий  смазки редуктора. 22

7.7. Выбор сорта и  марки масла. 23

8. Подбор подшипников. 23

9. Расчет шпонок. 24

9.1. Расчет шпонки  для ведущего вала 25

9.2. Расчёт шпонки для ведомого вала 26

10.Подбор муфты 26

11.Расчет ведомого  вала на выносливость. 27

11.1. Условно-пространственная  схема передачи. 27

11.2.Рассчитываем усилия. 28

12. Расчет допусков  и посадок. 29

12.1. Расчет поля  допуска на подшипниках ведущего  вала. 29

12.2. Расчет поля  допуска на ступице конического  колеса. 32

 

 

1. Введение

В химической промышленности осуществляется множество различных технологических  процессов, в которых применяются  ёмкостные химические аппараты с  мешалкой, работающие под давлением. Они предназначаются для проведения химических реакций, а также растворения, испарения, кристаллизации, конденсации  и других процессов с обеспечением перемешивания компонентов.

 Химические аппараты обычно  имеют цилиндрическую форму, так  как она рациональна с точки  зрения восприятия давления и  обеспечения герметичности аппарата. Наибольшее распространение получили  аппараты вертикального расположения. Подобный аппарат состоит из  цилиндрической части, называемый  обечайкой, и приваренного к ней днища конической, сферической или эллиптической формы. Плоские днища применяют при внутреннем диаметре аппарата менее 500 мм.

Съёмной частью аппарата является крышка, изготавливаемая вместе с днищем из материала обечайки и имеющая  также сферическую, цилиндрическую или плоскую форму. Герметичное  присоединение крышки к аппарату осуществляется с помощью фланцев.

Для присоединения к аппаратам  трубопроводов и  контрольно--измерительных  приборов, а также для установки  предохранительных приборов используются фланцевые штуцеры.

Для осмотра и чистки аппарата, а также для сборки и разборки внутренних устройств, служат люки, расположенные  на боковой поверхности аппарата. Люки располагаются в верхней  части обечайки. Штуцер, вваренный в днище, служит для выгрузки готового продукта. Установка аппарата на фундаменте осуществляется с помощью опор.

Вращение вала мешалки осуществляется приводом, состоящим из электродвигателя, клиноременной передачи и редуктора, которые закреплены на стойке, расположенной  над аппаратом. Стойка крепится с  помощью болтов к опорной плите, приваренной к крышке.

Вал мешалки вводится в аппарат  через обеспечивающие герметичность  уплотнители. Под действием инерционных  сил нагрузок нижняя часть вала мешалки  может отклоняться от вертикальной оси. Этому препятствует установленная  внутри аппарата концевая опора вала.

Расчётный срок службы аппаратов химического  производства составляет 10-12 лет. Раз  в 3 года аппарат подвергается внутреннему осмотру и раз в 6 лет – гидравлическим испытаниям.

МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫЕ  МАТЕРИАЛЫ

 

• Сталь: представляет собой железно-углеродный сплав с содержанием углерода до 2%. Чем выше содержание углерода, тем выше твердость и прочность, но ниже пластичность. Характерные особенности:

-высокие механические  характеристики

-хорошая обрабатываемость  на станках;

-способность  к термообработке.

Стали, различают  по следующим признакам:

-по применению: строительные, конструкционные и  стали со специальными свойствами (жаростойкие, коррозионно-стойкие  и т.д.);

-по химическому  составу: углеродистые и легировочные;

-по качеству  производства: обыкновенного качества, качественные и высококачественные;

Сталь углеродистая обыкновенного качества: дешевая, для  неответственных деталей, не подвергается термообработке (Ст. 2,3,...7)

Сталь углеродистая качественная конструктивная: подвергается термообработке, используется для изготовления несущих элементов, конструкций  и ответственных деталей (валы, зубчатые колеса и т.д.)(Ст. 45,50,60,...) - сотые доли процентов углерода в стали.

 

Легированная  конструкционная сталь: используется для повышения механических свойств, коррозийной стойкости, жаропрочности  и т.д. вводят так называемые легирующие добавки: В - вольфрам; Н - никель; X - хром; Д - медь и т.д.

 

 

• Пластмассы  материалы на уровне высокомолекулярных органических соединений (паронит, текстолит, капрон, полиэтилен, стекло пластины и т.д.)

Основные особенности:

-высокая удельная  прочность;

-малая плотность,  химическая стойкость;

-высокие антикоррозионные, антифрикционные и электроизоляционные  свойства;

Для получения  необходимых свойств к полимерам  добавляют наполнители: графит, асбест, ткань и т.д.

 

2. Кинематический расчет привода.

Исходные данные:

Рабочая мощность P_p = 1,1кВт

Рабочая частота  вращения вала мешалки n_p = 100 об/мин

2.1. Определение  общего КПД привода.

КПД зубчатой передачи (коническими колесами) в закрытом корпусе h_кон = 0,96

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД клиноременной  передачи h_кл/р = 0,96

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД подшипников h_подш = 0,99

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

Общий КПД привода:

h_общ = h_кон·h_кл/р· h_подш² = 0,96·0,96·0,99 ² =0,91

2.2. Определение  требуемой мощности электродвигателя.

Расчет требуемой  мощности проведем по формуле

P_треб = P_р / h_общ = 1,1/0,91 = 1,21 кВт

2.3. Выбор типа  электродвигателя.

Для данной установки, используя рассчитанное выше значение требуемой мощности, выберем электродвигатель 4A80B4 (источник №1, стр. 390, табл. П1) по ГОСТ 19523-81

Мощность электродвигателя Рэд =1,5 кВт (источник №1, стр. 390, табл. П1)

Синхронная частота n_эд = 1500 об/мин (источник №1, стр. 390, табл. П1)

Коэффициент скольжения s = 5,8% (источник №1, стр. 390, табл. П1) 

2.4. Определение  номинальной частоты вращения  электродвигателя.

Указанная частота вращения, является синхронной. При работе, те есть. При наличии нагрузки, частота  вращения вала электродвигателя уменьшается, вследствие скольжения S. Номинальную (асинхронную) частоту, обусловленную наличием какой бы то ни было нагрузки, можно рассчитать по формуле:

n_эд = n_эд ·(1-s) = 1500·(1-0,058) = 1413 об/мин

2.5. Определение  передаточного отношения привода  и его ступеней.

2.5.1. Определение  общего передаточного отношения  привода.

Общее передаточное число  может быть определено, согласно соотношению:

i_общ = n_эд./ n_p = 1413/100=14,13

2.5.2. Разбивка общего  передаточного отношения по ступеням.

С другой стороны, общее передаточное отношение может быть представлено как произведение передаточных чисел  клиноременной передачи и конического  редуктора:

i_общ = i_кон·i_кл/р

i_кл/р = i_общ / i_кон =14,13 /6,3= 2,243

i_кон = 6,3 Было выбрано в соответствии со стандартным рядом (ист. 1 стр.36 ГОСТ 2185-66)

2.6. Определение  силовых и кинематических параметров  привода.

2.6.1. Определение  параметров вала электродвигателя(вращающий  момент).

n_эд = 1413 об/мин

Р_треб = 1,21 кВт

Рассчитаем вращающий  момент на валу электродвигателя:

М_эд = Р_треб/n = 9550·Р_треб/n_эд = 9550·1,21/1413 = 8,18 Н·м

2.6.2. Определение  параметров ведущего вала редуктора.

Р₁ = Р_треб··h_кл/р =1,21·0,96=1,162  кВт

n₁= n_эд / i_кл/р =1413/2.24 = 630 об/мин

M₁ = 9550·Р₁/n₁ = 9550· 1,162/630 = 17,61 Н·м

2.6.3. Определение  параметров ведомого вала редуктора.

Р₂ = Р_р = 1,1 кВт

n₂ = n_p= 100 об/мин

M₂ = 9550·P₂/n₂ = 9550·1,1/100 = 105,1Н·м

3. Расчет клиноременной  передачи.

Исходные  данные.

Передаточное  отношение для клиноременной  передачи i_кл/р = 2,243

Требуемая мощность электродвигателя, Р_треб = 1,21 кВт

Номинальная частота  вращения электродвигателя, n_эд = 1413 об/мин

Вращающий момент на валу электродвигателя, М_эд = 8,18 Н·м

3.1. Подбор типа  ремня.

Выполним подбор требуемого ремня по номограмме (источник №1, стр.131). Видно, что при таких  технических запросах следует выбирать ремень из зоны O. Берем ремень, для которого n_эд = 1413 об/мин, а передаваемая мощность Р_треб = 1,21 кВт. Точнее тип ремня укажем после расчета его основных параметров.

3.2. Определение  диаметра меньшего шкива.

М_эд = 8,18 Н·м = 8180 Н·мм

d₁ = 60,3 мм

Уточнив диаметр  по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120 ГОСТ 17383-73), получаем: d_1ГОСТ = 63 мм

3.3. Определение  диаметра большего шкива.

Относительное скольжение ремня берем e = 0,01 как для передачи с регулируемым натяжением ремня (источник №1, стр120)

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.