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..

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 = з_чп? з_п² ,.

где з_чп = 0.99 — КПД червячной передачи [1 с.40];

з_п = 0.995 — КПД пары подшипников.

з = 0.88? 0.995² = 0.776.

2.2 Определим расчетную мощность электродвигателя.

N_эл^р = Nр.в. /з ,.

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 19 523–81 принимаем электродвигатель 4А180М8УЗ, рис. 2.1. табл. 2.1, N_эл = 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.

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/р? n_ас;

M1 = 30? 12 900/3.14? 730 = 168.8 Н? м;

M2 = M1? U_пр.'? з_чп? з_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.

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 у_В2 = 490 МПа ;

предел текучести у_Т2 = 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?у_Т2 +0.08?у_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?12 000?33 = 0.24?10⁸,.

где T — время работы передачи;

T = L? D?G?t ;

T = 5?300?1?8 = 12 000 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? U_пр.' ;

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 19 672– — 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 19 650– — 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 19 650– — 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 = (р?d₁?n₁/6?10⁴)?cos;

V_s = (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/U_пр.'?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 = F_a1 = 2? M₂/d₂;

P₁ = F_a1 = 2?2936?10³/450 = 13 048 Н;

радиальная — F_r2 = F_r1 = P₂?tg;

F_r2 = F_r1 = 13 048? 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.

у_H2 = 5400?(Z₂ /q)?³v ((Z₂ /q+1)/a)³? KH? KHV? М₂ ;

у_H2=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 у_H2 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;

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;

у_F = 1500? Y_F2?KF?KFV?М₂?cos/(d₁?d₂?m);

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

условие у_F < [у]_F = 52 МПа выполняется.

4. Проектировочный расчет валов.

4.1 Быстроходный вал — червяк.

d = 16.4?⁴v N_эл^р/n₁?[₀];

где [₀] = 0.5⁰ — допускаемый угол закручивания на 1 м 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 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?⁴v 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 № 27 215 — 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? v М₁;

F_м = 100? F_м = v 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 — 13 048? 125/ 2) / 440 = 522 H;

A_y = F_r — B_y = 4750 — 522 = 4228 H;

M_y1 = 4228? 220 = 930.3 H? м;

M_y2 = 522? 220 = 114.8 H? м;

Суммарные реакции опор;

A = v A_x² + A_y² = v 316² + 4228² = 4240 H;

B = v B_x² + B_y² = v 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;

S_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 + 13 048 = 15 955 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 = 16 067 / 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?16 067)?1.1==4664H;

5.3 Расчетная долговечность подшипника.

часов Ресурс работы редуктора 12 000 часов.

6. Тихоходный вал.

6.1 Схема нагружения тихоходного вала.

Консольная сила от муфты [1 с.98];

F_M = 250?= 250?= 13 546 Н;

Горизонтальная плоскость;

?m_С = F_M? 100 + F_t2? 95 — D_x? 190 = 0;

D_x = (13 546? 100 + 13 048? 95)/190 = 13 653 Н;

C_х=F_M-F_t+D_x = 13 546 — 13 048 + 13 653 = 12 941 Н;

M_х1 = 13 546? 100 = 1354.6 Н? м;

M_х2 = 13 653? 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;

M_y = 652 — 95 = 61.9 Н? м;

M_y = 5402? 95 = 513.2 Н? м;

С = = 12 957 H;

D = = 14 683 H;

6.2 Эквивалентная нагрузка.

Осевые составляющие реакций опор;

S_c = 0,83?е?С = 0.83?0.41?12 957 = 4409 Н;

S_D = 0.83? 0.41? 14 683 = 4997 Н;

Результирующие осевые нагрузки;

F_aС = S_С = 4409 Н;

F_aD = S_С + F_a = 4997 + 2556 = 7553 H;

Проверяем подшипник C.

Отношение; F_a/F_r = 4409/12 957 = 0.34 < е; следовательно Х = 1 Y = 0 [1 c.117];

Р = 12 957? 1.1 = 14 253 Н;

Проверяем подшипник D.

Отношение; F_a/F_r = 7553/14 683 = 0.51 > е; следовательно Х = 0.45 Y = l.48 [1 c.117];

Р = (0.45? 14 683 +1.48? 7553)? 1.3 = 19 564 Н;

6.3 Расчетная долговечность подшипника.

L_h = = 65 022 часов;

7. Уточненный расчет червячного вала.

7.1 Расчетная стрела прогиба червяка.

J_пр =.

где Е = 2,1?10⁵ МПа — модуль упругости для стали;

1 = 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 у_В = 690 МПа. Пределы выносливости;

— при изгибе у_-1? 0.43? у_В = 0.43?690 = 296 МПа;

— при кручении ф_-1? 0.58? у_-1 = 0.58?296 = 172 МПa.

Суммарный изгибающий момент;

М_и = М_х = 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;

у_v = M_и/W = 129.9?10³/41.4?10³ = 3.1 МПа;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

ф_v = ф_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;

ш_ф = 0.1;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_б = == 20.7;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s_ф = = = 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;.

ф_v = ф_m = M₂/2 ?W_{к. нетто} = 2936?10³/2?186.1?10³ = 15.8 МПа.

Коэффициенты [2 c.166];.

k_б = 1.6;

е_б = 0.7;

k_ф = 1.5;

е_ф = 0.59;

ш_ф = 0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;.

s_б = == 4.1;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;.

s_ф = = = 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 = р? 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;.

ф_v = ф_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;

ш_ф = 0.1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;.

s_б = == 3.7.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;.

s_ф = = = 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 23 360–78 [2 c.169].

Напряжение смятия шпонки;

у_cм = < [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;

у_cм = = 59.5 МПа;

9.3Тихоходный вал.

Шпонка под колесом bhl = 2 816 140 мм;

у_cм = = 87.4 МПа;

Шпонка на выходном конце bhl = 2 214 160 мм;

у_cм = = 83.4 МПа;

Условие у_cм < [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 V_с = 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? 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?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 21 424–75, 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.

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.