Расчет и конструирование маслоизготовителя А1- ОМИ (курсовой проект)

ID: 210938
Дата закачки: 28 Мая 2020
Продавец: kurs9 (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Работа Курсовая
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
Содержание

Введение 2
1. Состояние вопроса, литературный обзор, устройство и принцип действия разрабатываемого аппарата 3
2.Расчетная часть 16
3. Правила монтажа, ремонта и эксплуатации оборудования 39
Список использованных источников

1.3 Описание конструкции и принципа действия маслоизготовителя А1-ОМИ
Маслоизготовителъ (А1-ОМИ) входит в линию для производства масла методом непрерывного сбивания A1-OTO или в установку для производства масла А1-ОМИ с.97 /3/.
Он состоит из собственно маслоизготовителя, в котором происходят непрерывное сбивание сливок, отделение и обработка масляного зерна и удаление пахты; уравнительного бака с поплавковым регулятором уровня, соединенного с винтовым насосом-дозатором для подачи сливок в маслоизготовитель; бака с насосом для сбора и транспортирования пахты; аппарата для дозирования воды (пахты) в масло при его нормализации по содержанию влаги; вакуум-насоса для удаления

1-тахогенератор; 2-вентилятор; 3-сбиватель; 4-рубашка охлаждения; 5-мешалка с лопастными билами; 6-переходная насадка; 7-устройство для промывки масляного зерна’ 8- подъемный переходник; 9-вакуум-камера;
10 - ножи; 11 -насадка 12 , 13 – решетки; 14 – текстуратор; 15 – шнеки ;
16 – рубашка охлождения; 17—устройство для промывки фильтра-сита,
18— раздаточная коробка; 19— редуктор; 20— электродвигатель текстуратора- 21— вариатор текстуратора; 22- вариатор сбивателя; 23- электродвигатель
Рисунок 1.6 – Устройство маслообразователя А1-ОМИ

воздуха из масла, центробежного насоса для подачи ледяной воды ленточного конвейера или V-образной трубопроводной насадки Для масла; тележки, щита управления и трубопроводов.
Собственно маслоизготовитель состоит из станины, привода сбивателя, сбивателя, привода текстуратора, шнекового текстура- тора и пульта управления. Станина сварной конструк¬ции выполнена из швеллеров и снаружи обшита листами из нержавеющей стали. Внутри размещены приводы сбивателя и текстуратора.
Привод сбивателя осуществляется от электродвигателя через ва¬риатор с широким клиновым ремнем. Вариатор позволяет плавно изменять частоту вращения мешалки сбивателя с помощью маховичка, выведенного на лицевую сторону станины. Сбиватель — один из основных рабочих органов маслоизготовителя. Он состоит из корпуса, цилиндра и мешалки. Корпус выполнен литым и крепится к станине болтами. В нем установлен съемный цилиндр с наружной рубашкой охлаждения и патрубком для подачи сливок тангенциально поверхности цилиндра. Внутри корпуса цилиндра проходит вал на котором крепится мешалка с четырьмя регулируемыми билами. Вал вращается в подшипниках, в корпусах подшипников имеются патрубки для входа и выхода охлаждающей воды.
Привод текстуратора осуществляется от электродвигателя через вариатор, клиноременную передачу, цилиндрический редуктор и раздаточную коробку.
Текстуратор состоит из трех последовательно расположенных камер, внутри которых в противоположных направлениях вращаются два шнека.
Подготовленные к сбиванию сливки через уравнительный бак насосом-дозатором подаются в сбиватель маслоизготовителя. Попадая вначале тангенциально на распределительный вращающийся конус лопастной мешалки, сливки приобретают некоторое ускорение и на рабочий орган мешалки поступают со скоростью, примерно равной частоте его вращения. Это интенсифицирует процесс образования масляного зерна без резкого механического воздействия на сливки и дробления их жировых шариков. Далее образовавшееся масляное зерно с пахтой поступает в бункер пер¬вой камеры шнекового текстуратора, где подвергается промывке и механической обработке шнеками. При этом сливки, а затем и масляное зерно охлаждаются, так как специальный центробежный насос высокого давления подает ледяную воду по трубопроводам в водяную рубашку текстуратора, наружный цилиндр сбивателя и корпус вала сбивателя. Каждый из перечисленных трубопроводов имеет запорный соленоидный вентиль, что в зависимости от усло¬вий работы маслоизготовителя позволяет отключить воду от того или иного узла. Охлаждающая жидкость является оборотной и после использования идет на повторное охлаждение.
Пахта вместе с промывочной водой удаляется из камеры через сифон в бак и далее насосом подается на сепарирование для даль¬нейшего использования. Во второй камере происходят оконча¬тельная промывка масляного зерна и его дальнейшая обработка. В третьей — вакуум-насосом создается разрежение для удаления из пласта масла воздуха.
Для окончательной механической обработки масло продавли¬вается через решетки, находящиеся на выходах второй и третьей камер. Между решетками установлены ножи, которые дополни¬тельно воздействуют на масло и улучшают его структуру. Готовый пласт масла выходит из маслоизготовителя через насадку, посту¬пает на конвейер или тележку и далее на упаковку.
Для регулирования содержания влаги в масле маслоизготови- тель снабжен специальным аппаратом для дозирования пахты или воды, который подсоединяется двумя гибкими шлангами к инъек¬ционному блоку. Последний расположен после третьей камеры шнекового текстуратора. Производительность маслоизготовителя 800...1000кг/ч. мощность привода 31 кВт.

2.Расчетная часть

2.1 Технологический расчет
. В маслоизготовителях непрерывного действия (А1-ОМИ) должно быть достигнуто соответствие между производительностью сбивателя и текстуратора, т. е. Псб = Пт. с.1289/2/
Производительность сбивателя Псб (кг/ч) равна
, (2.1)
где Rс – радиус цилиндра, Rс=0,25 м (конструктивно);
k = 1,005 – коэффициент;
l – длина цилиндра, l=0,85 м (конструктивно);
 – зазор между внутренней стенкой цилиндра и краем лопасти мешалки,  =0,005м;
 – плотность сливок, при температуре сбивания t=100C /3/ плотность сливок составляет =1009,6 кг/м3;
n – частота вращения рабочего органа, для расчета принимается среднее значение интервала варьирования частоты вращения n=1525 об/мин=91500 ч–1;
S – шаг лопаток, м.
Из формулы (2.2) при заданной производительности П=1000 кг/ч выражается величина шага лопаток S (2.2):
(2.2)

Производительность текстуратора Пт (кг/ч) можно приближенно рассчитывать по формуле (2.3)с.1289/2/:
(2.3)
где m – число захода шнека m=1 (конструктивно);
 – плотность продукта,  =1009,6кг/м3;
R1, R2 – наружный и внутренний радиусы шнека, R1=0.17 м, R2=0,07 м (конструктивно);
b1, b2 – ширина винтовой лопасти в ее нормальном сечении по наружному и внутреннему радиусам шнека, b1, = 0,008м, b2=0,01 м (конструктивно);
s – шаг витков винтовой лопасти шнека, м;
 – угол подъема винтовой линии лопасти по среднему диаметру шнека, угловые градусы =200(конструктивно);
k – коэффициент (k = 0,5…0,6);
n – частота вращения шнека, принимается средняя из интервала варьирования n=47.5 об-1 = 2850 ч–1.
Производительность текстуратора распределяется между двумя шнеками, поэтому производительность одного шнека равна 0,5П.
При известной производительности текстуратора из формылы (2.3) выразим шаг витков шнека S.
(2.4)

Мощность, потребляемую мешалкой в сбивателе, Nсб (кВт) рассчитывают по формуле (2.5)с.1290/2/
, (2.5)
где  – плотность сливок, =1009,6кг/м3;
vл – окружная скорость вращения лопастей, м/с;
м – механический КПД (м = 0,7…0,8),
F – рабочая поверхность цилиндра, м2.
Окружная скорость вращения лопастей при усредненной частоте вращения определяется по формуле (2.6):
(2.6)

Рабочая поверхность цилиндра F определяется по формуле (2.7):
(2.7)

Потребляемую шнеком мощность Nт (кВт) находят по формуле (2.8)с.1290/2/
, (2.8)
где v – скорость продавливания продукта через отверстия, м/с;
d – диаметр отверстий перфорированных вставок, м;
no – количество отверстий в перфорированных вставках, шт.;
р – потери давления, Па.

2.2 Кинематический расчет
Кинематический расчет машины включает опрелеление всех кинематических параметров привовода.
Маслоизгтотвитель А1-ОМИ содержит два привода (тескстуратор и сбиватель) с регулируемой частотой вращения с помощью ременных вариаторов.
Кинематическая схема привода машины представлена на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 – Кинематическая схема привода

2.2.1 Определение мощности электродвигателя
Мощность на валу электродвигателя Nопределяется по формуле (2.9) с.4/4/:
(2.9)
где NРО – мощность на валу рабочего органа (кВт) (определено в пункте 2.1);
η0 – КПД привода (общий), определяется по формуле (2.10) для сбивателя, по формуле (2.11) для текстулатора с.4/4/:
,   (2.10)
где р. – КПД, учитывающий потери в ременной передачи,
подш. – КПД, учитывающий потери в паре подшипников.
р. = 0,94;
подш. = 0,99;
       (все КПД из табл.1 с.4 /4/)

(2.11)

где р. – КПД, учитывающий потери в ременной передачи;
подш. – КПД, учитывающий потери в паре подшипников;
ηЗП – КПД зубчатой передачи.
р. = 0,94;
подш. = 0,99;
ηЗП = 0,97

Мощность электродвигателя привода сбиватея :

Мощность электродвигателя привода текстуратора:

2.2.2 Приемлемая частота вращения вала электродвигателя:
Приемлемая частота вращения вала электродвигателя ( для мультиплицирующего привода )определяется по формуле (2.12) с.4 /5/
     (2.12)
где - угловая скорость вращения рабочего органа, рад/с
- оценочное передаточное отношение привода, которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач.
Приемлемая частота вращения вала электродвигателя ( для понижающего привода )определяется по формуле (2.13) с.4 /5/
   (2.13)

Учитывая особенность расчета привода с установленным мультиплицирующим вариаторм частота вращения определяется :
- для сбивателя
- для тестуратора

2.2.3 Выбор двигателя     (табл.3 с.6 /4/ )
По полученным данным для привода сбивателя выбираем асинхронный трехфазный двигатель 4А112МА8У3, у которого NДВ=2.2 кВт, dвых=32мм, синхронная частота вращения , .
По полученным данным для привода текстуратора выбираем асинхронный трехфазный двигатель 4А250S8У3, у которого NДВ=37,0 кВт, dвых=75мм, синхронная частота вращения , .

2.2.4 Асинхронная частота вращения вала электродвигателя
Асинхронная частота вращения вала электродвигателя с учетом скольжения при номинальной нагрузке (об/мин) определяется по формуле (2.14)с.8/2/:
     (2.14)
где n- синхронная частота вращения вала электродвигателя, (об/мин)
S – скольжение, при номинальной нагрузке, (с.8) /4/

(2.15)

2.2.5 Уточнение передаточного отношения привода
Уточнение передаточного отношения производится по выражению (2.16) для сбивателя
(2.16)
Уточнение передаточного отношения производится по выражению (2.17) для текстуратора
(2.17)
где UЗП – передаточное отношение зубчатой передачи
Полученное значения находится в диопозоне рекомендуемых значений.
Принимаем U1=3,56 – клиновая ременная передача.

2.2.6 Угловые скорости и частоты вращения на валах:
(2.18)

2.2.7. Мощности на валах:       (с.9 /4/)
Для всех валов привода определяется по формуле (2.19) с.9/5/:
(2.19)

2.2.8. Крутящие моменты на валах:
Крутящий момент T на валах определяются по формуле (2.20) с.4/4/:
(2.20)

2.3 Конструктивный расчет
2.3.1 Расчет вариатора сбивателя
Расчет клинового асимметричного вариатора с широким ремнем сводится к определению его геометрических параметров.
Для двигателя мощностью N=2,2 кВт принимаем ремень сечением Б. Согласно рекомендациям с.67/5/ принимаем D2=175 мм.
Определим скорость пробега ремня по формуле (2.21)с.67/5/
, (2.21)
где D – диаметр шкива, мм;
n – частота вращения, об/мин;
м/с
Передаточное отношение Umin=0.73, Umax = 3.3
Диаметр ведущего (регулируемого) шкива D1 определяется по формуле (2.22)и (2.23)с.67/5/ с учетом того, что передача повышается
, (2.22)
, (2.23)
где ξ – коэффициент упругого скольжения (ξ=0,01) с.68/5/;
м.

Из ГОСТ 1284-68 для размера сечения Б принимаем:
bр=14мм
h=10,5мм
А=138мм2
b0=17мм
Проверяем условие работоспособности ременной передачи (2.24)с.68/5/
(2.24)

Принимаем межосевое расстояние а=1, 15м.
Длина ремня l определяется по формуле (2.25)с.68/5/
(2.25)
м
Принимаем l=2500 мм.
Натяжение ремня осуществляется перемещением двигателя.
Угол обхвата определяется по формуле (2.26)с.68/5/
(2.26)

Нагрузка ремня определяется по формуле (2.27)с.69/5/
, (2.27)
где N – передаваемая мощность, кВт;
Н
Число ремней определяется по формуле (2.28)с.70/5/
, (2.28)
где А – площадь поперечного сечения одного ремня, мм2.

Принимаем 1 ремень Б – 2000Т ГОСТ 1284-68.
Давление на валы ременной передачи определяются по выражению (2.29)с.259/6/
(2.29)
Н

2.3.2 Расчет вариатора текстуратора
Расчет клинового асимметричного вариатора с широким ремнем сводится к определению его геометрических параметров.
Для двигателя мощностью N=37,2 кВт принимаем ремень сечением Б. Согласно рекомендациям с.67/5/ принимаем D1=125 мм.
Определим скорость пробега ремня по формуле (2.30)с.67/5/
, (2.30)
где D – диаметр шкива, мм;
n – частота вращения, об/мин;
м/с
Передаточное отношение Umin=1,9, Umax = 7,1
Диаметр ведущего (регулируемого) шкива D1 определяется по формуле (2.31)и (2.32)с.67/5/ с учетом того, что передача повышается
, (2.31)
, (2.32)
где ξ – коэффициент упругого скольжения (ξ=0,01) с.68/5/;
м.

Из ГОСТ 1284-68 для размера сечения Б принимаем:
bр=14мм
h=10,5мм
А=138мм2
b0=17мм
Проверяем условие работоспособности ременной передачи (2.33)с.68/5/
(2.33)

Принимаем межосевое расстояние а=1, 15м.
Длина ремня l определяется по формуле (2.34)с.68/5/
(2.34)
м
Принимаем l=3000 мм.
Натяжение ремня осуществляется перемещением двигателя.
Угол обхвата определяется по формуле (2.35)с.68/5/
(2.35)

Нагрузка ремня определяется по формуле (2.36)с.69/5/
, (2.36)
где N – передаваемая мощность, кВт;
Н
Число ремней определяется по формуле (2.28)с.70/5/
, (2.28)
где А – площадь поперечного сечения одного ремня, мм2.

Принимаем 12 ременей Б – 2000Т ГОСТ 1284-68.
Давление на валы ременной передачи определяются по выражению (2.29)с.259/6/
(2.29)
Н
2.3.3 Расчет зубчатой передачи (раздаточной коробки)
Расчет зубчатых передач.
Расчет зубчатых передач, выполняемый по ГОСТ 21354-87, сводится к определения геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач, предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную прочность для закрытых передач.
Выбор материала зубчатых колес.
По таблице 2.2. (с.6) /4/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.
Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь 45 (улучшение) со следующими механическими свойствами:
Предел прочности:
Предел текучести:
Твердость: 194…263НВ
Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь 45 (нормализация) со следующими механическими свойствами:
Предел прочности:
Предел текучести:
Твердость: 171…241НВ
Контактные напряжения (для шестерни)
Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле: (2.30)с.7/4/
     (2.30)
где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов (3.27)с.8 /7/
   (2.31)
где - твердость зубьев,
- коэффициент безопасности,
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи (3.28)с.8/4/
    (2.32)
где - базовое число циклов можно определить по формуле (2.33)с.8/4/
(2.33)
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения (2.34)с.8/4/:
(2.34)
где T=T1 – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм
T2 – момент, действующий в течении часов,
С – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;
- частота вращения зубчатого колеса, об/мин
- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час
    (2.35)
где и - коэффициенты использования передачи в году и суток
- срок службы, годы

принимаем (длительно работающая передача)

Контактные напряжения при кратковременной перегрузке определяются по формуле (2.36)с.10/4/
    (2.36)
где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2
- предел текучести, Н/мм2

Контактные напряжения (для колеса)
Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле (2.37)с.7/4/
     (2.37)
где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

где - твердость зубьев,
- коэффициент безопасности,
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

где - базовое число циклов можно определить по формуле:
  (2.38)
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения (2.38)с.8/4/
(2.39)
где T=T1 – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм
T2 – момент, действующий в течении часов,
С – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;
- частота вращения зубчатого колеса, об/мин
- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час
    (2.40)
где и - коэффициенты использования передачи в году и суток
- срок службы, годы

принимаем (длительно работающая передача)

Напряжения изгиба: (для шестерни)
Допускаемые напряжения изгиба определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.41)с.10/4/
,    (2.41)
где : - допускаемые напряжения изгиба Н/мм2;
- предел выносливости зубьев при изгибе Н/мм2, соответствующий базовому числу циклов , определяется по таблице 3.1 с.8/3/
(2.42)
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки с.10/3/.
– коэффициент безопасности, заготовка из проката.
    (2.34)
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственности передачи, для НВ<350 с.10/3/
- коэффициент, учитывающий нестабильность получения заготовки колес, с.10/3/
– коэффициент долговечности , определяется по формуле (2.35)с.10/7/:
   (2.35)
где – базовое число циклов перемены напряжения стали (с.11/7/)
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения определяется по формуле (2.43): с.11/4/
(2.43)

принимаем с.11/4/(длительно работающая передача)

Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке определяется по формуле (2.44) с. 11/4/:
(2.44)
где -предельно допускаемое напряжение Н/мм2;
- предел текучести Н/мм2;

Напряжения изгиба: (для колеса)
Допускаемые напряжения изгиба определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле(2.45)
(2.45)
где : - допускаемые напряжения изгиба Н/мм2;
- предел выносливости зубьев при изгибе Н/мм2, соответствующий базовому числу циклов , определяется по таблице 3.1 с.8/4/

коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки с.10/4/.
– коэффициент безопасности, заготовка из проката.
    (2.46)
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственности передачи, для НВ<350 с.10/3/
- коэффициент, учитывающий нестабильность получения заготовки колес, с.10/3/
– коэффициент долговечности ,определяется по формуле (2.46)с.10/7/
   (2.47)
где – базовое число циклов перемены напряжения стали (с.11/7/)
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения определяется по формуле (2.47):
(2.47)

принимаем

Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:
(2.48)
Проектный расчет зубчатой передачи
Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни Z1 определяется по формуле (2.49)
   (2.49)
где - вспомогательный коэффициент, с.12/7/
- крутящий момент на валу шестерни, Нּм
U2- передаточное отношение передачи,
- коэффициент ширины колес относительно диаметра принимаем =1
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350        (с.13)/4/
- расчетное допустимое напряжение,

Расчетная ширина колес:
Расчетная ширина колес (мм) определяется по формуле (2.50)с12/4/
    (2.50)
где - коэффициент ширины колес относительно диаметра принимаем =1

Принимаем ,
Нормальный модуль зацепления:
Нормальный модуль зацепления определяется по формуле (2.51) с.12/4/
    (2.51)
где - коэффициент ширины колес относительно модуля. Для закрытых передач редукторного типа при НВ<350
     (c.14)/7/,

Принимаем минимальное значение модуля для силовых передач 2-го ряда значений по ГОСТ 9563-60 .
Числа зубьев колес и шестерни:
Число зубьев шестерни Z1 определяется по формуле (2.52) с.14/4/;
   (2.52)
Принимаем число зубьев равное
Колеса
Принимаем число зубьев колеса равное
Уточняем делительные диаметры колес тихоходной ступени:

Межосевое расстояние передачи:
Межосевое расстояние передачи (мм) определяется по формуле (2.53) с.15/4/:
(2.53)

Диаметры выступов зубьев:
Диаметры выступов зубьев (мм) определяют по формуле (2.54)с.15/4/
(2.54)

Диаметры впадин зубьев:
Диаметры впадин зубьев (мм) определяем по формуле (2.55)с.15/4/:
(2.55)

Окружная скорость колес:
(2.56)
Усилия, действующие в зацеплении:
В соответствии с таблицей 4.5 с.16/4/ определяем усилия, действующие в зацеплении :
Окружное усилие определяется по формуле (2.57) с.17/4/:
(2.57)
где: -окружная сила шестерни и колеса соответственно (Н);
2- крутящий момент на валу шестерни (Нм);
- диаметр делительной окружности шестерни (мм);

Радиальное усилие определяется по формуле (2.58)с.17/4/:
(2.58)
где : -радиальное усилие в шестерне и колесе соответственно(Н);
- угол зацепления (0);
β- угол наклона зубьев (0) ;

Осевое усилие:

2.3.4 Расчет элементов корпуса раздаточной коробки
Расчет производится в соответствии с табл.1.1 с.13/4/
Определяем толщину стенки корпуса
Толщина стенок δ определяем по формуле 2.59 с.6/4/
(2.59)
aW- наибольшее из межосевых расстояний (мм).
,
Принимаем
Толщина стенки крышки корпуса
Толщина стенки крышки корпуса δ1 опредиляется по формуле (8.2) с.13/3/
(2.60)
. Принимаем
9.3. Ребра корпуса:
- толщина у основания l=(0,8…1,0) . Принимаем l=1•9=9мм;
- высота Н =5•9=45мм;
- литейный уклон 3°.
9Диаметров болтов:
- фундаментных d = (2.61)с.13/4/
d = . Принимаем d =10мм.
-стяжных dс=0,8 (2.62)с.13/4/
dс= . Принимаем dс=8мм.
dс’=(0.7…0,8) dс=0,8•8=6,4мм.
Принимаем d’с=7мм
Расстояние между стяжными болтами dc и dc’.

Фундаментные лапы:
-толщина
- ширина

Высота центров

Расстояние от наружной стенки корпуса до оси болта:
Для фундаментных болтов
Принимаем Е=14 мм
Для стяжных болтов
Для стяжных болтов

2.3.5Ориентировочный расчет валов
Ориентировочный (предварительный) расчет валов проведем из расчета на кручение, по пониженным допускаемым напряжениям, косвенно учитывая тем самым действие на валы изгибающих моментов.
Допускаемые напряжения для валов из сталей ст.6, ст. 45, ст.40ХН и т.д.
- для быстроходного (ведущего) вала,
- для тихоходного вала, (c.5)/4/
Вал(II). Крутящий момент на валу ,
Диаметр вала в месте посадки ведомого шкива клиноременной передачи определяется по формуле (2.62) с.5/4/:
(2.62)
где - крутящий момент на валу,

Округляем по ГОСТ 6636-69 до
Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Принимаем d3=25мм
Диаметр вала под шестерней:

Промежуточный вал. (IV)
Крутящий момент на валу ,
Диаметр вала в месте посадки колеса.

Округляем по ГОСТ 6636-69 до
Диаметр вала под подшипником:

Принимаем d3=75мм

2.4 Проверочные расчеты
2.4.1 Расчет шпоночных соединений
Размеры сечения шпонок и пазов в валу и канавки в ступице принимаем в зависимости от диаметра вала. Длину шпонок назначаем на 5-10 мм короче ступиц насаживаемого на вал.
Шпоночные соединения проверяем на смятие и срез узких граней шпонок, выступающих из вала по следующим допускаемым напряжениям:
- при стальной ступице,
- при стальной ступице,
Условие прочности:
на смятие определяется выражением (2.63) с.235/6/.
(2.63)
где - допускаемое напряжение на смятие,
где - диаметр вала,
высота шпонки выступающей из вала:
(2.64)
где - высота шпонки,
- глубина шпоночного паза в валу,
- рабочая длина шпонки,
(2.65)
где - длина шпонки,
ширина шпонки,
на срез определяется выражением (2.66)с.237/6/
(2.66)
где - допускаемое напряжение на срез.
Вал. (II)
Диаметр вала ,
крутящий момент .
Шпонка , ,   (табл.2.29)/6/
Рабочая длина шпонки:
Высота шпонки выступающей из вала:
Смятие:
Срез:
Промежуточный вал (III)
Диаметр вала ,
крутящий момент .
Шпонка , ,   (табл.2.29)/6/
Рабочая длина шпонки:
Высота шпонки выступающей из вала:
Смятие:
Срез:
2.4.2 Проверочный расчет зубчатой передачи
Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня):
Передача отвечает установленным требованиям , если выполняется условие (2.57) с.25/7/:
(2.67)
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений, для косозубых колес
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес определяется по формуле (2.58):
(2.58)
где - коэффициент торцового перекрытия, определяется по формуле

- коэффициент нагрузки,
(2.59)
где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (с.26 таблица 7.1.)/7/
где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ<350 и . При принимаемой 8-ой степени точности изготовления (с.27 таблица 7.2.)/7/
, (см. выше)
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 и . При принимаемой 8-ой степени точности изготовления (с.28 таблица 7.3.)/7/

Контактная прочность зуба обеспечивается, так как условие (2.57) выполняется.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Передача отвечает установленным требованиям , если выполняется условие (2.60) с.28/7/:
(2.60)
где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев , выбирается в зависимости от коэффициента Zv по рисунку с.22/4/:
Коэффициент Zv определяется по формуле (2.61) с.28/7/
(2.61)
,
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем , (с.29)/4/
- коэффициент нагрузки (2.62)с.29/4/;
(2.62)
где (с.26 таблица 7.1.)/7/
(с.27 таблица 7.2.)/7/
, (с.13 таблица 4.3.)/7/
(с.28 таблица 7.3.)/7/

Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше.

Расчет ведем по зубу колеса, как менее прочному

Передача отвечает требованию, следовательно прочность зуба по напряжению изгиба выполняется.
Таким образом, контактная, изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.

Размер файла: 5,1 Мбайт
Фаил: