Выбор типа мотор – р

Выбор типа мотор-редуктора. В качестве приводов могут быть использованы мотор-редукторы типа ВОМ, ВДМ, МПО-1 и МПО-2 (рис 3.4, 3.5). Это агрегаты, в которых конструктивно объединены электродвигатель и редуктор. Исходными данными для выбора мотор-редуктора служат требуемая мощность мешалки Р_м и частота ее вращения n_м. По табл. 27 выбирают типоразмер мотор-редуктора по условию Р_дв ³ Р_тр , n_Т = n_м, где Р_дв – мощность электродвигателя; n_Т - частота вращения выходного (тихоходного) вала мотор-редуктора. Требуемую мощность электродвигателя Р_тр определяют по условию

,

где Р _м - мощность на валу мешалки, кВт; h₁ - КПД подшипников, в которых установлен вал (в соответствии с конструктивной схемой подшипникового узла); h₂- КПД механической передачи (редуктора); h₃ – КПД, учитывающий потери мощности в уплотнении; h₄ - КПД, учитывающий потери в муфте. Значения КПД элементов привода принимают по табл. 28.

.

В соответствии с выбранным типоразмером мотор-редуктора в табл. 29 - 37 приведены технические данные и основные размеры редукторов и комплектующих электродвигателей.

Выбор типа муфты. Для соединения вала мешалки с валом мотор-редуктора используют продольно-разъёмную, упругую втулочно-пальцевую или зубчатую муфты. С помощью продольно-разъёмной и зубчатой муфт возможно соединение валов одина­кового диаметра, а с помощью упругой втулочно-пальцевой муфты - соединение валов разных диаметров. Тип муфты определяется конструктивной схемой опорного узла вала.

Продольно-разъёмные муфты (рис 3.6, табл.38) изготовляют для диаметров валов от 30 до 125 мм. Корпус с продольным разъёмом состоит из двух полумуфт. На наружные поверхности полумуфты надевают кольца, кото­рые стягивают шпильками и гайками. За счёт конусности наружных поверхностей полумуфты кольцами прижимаются к соединяемым валам. Концы валов обрабатывают под фикси­рующее кольцо, состоящее из двух половин, скрепляемых пружинами.

Зубчатая муфта (рис.3.7, табл. 39) состоит из двух втулок 1 с наружными зубьями, закрепленных на концах валов и охватывающих обоймы 2 с внутренними зубьями.

Втулочно-пальцевая муфта (рис.3.8, табл.40) включает в себя две полумуфты 3 и 4, насаживаемые на концы валов. Полумуфты соединены между собой пальцами 2 с надетыми па них резиновыми втулками 1.

Размеры муфты подбирают по диаметру вала мотор- редуктора d , и расчётному моменту Т_р следующим образом:

1) Определяют угловую скорость вращения вала:

с^-1 ,

где n - частота вращения мешалки.

2) Вычисляют вращающий момент на валу:

н×м ,

где Р - мощность на валу мешалки кВт;

3) Определяют величину расчётного момента:

Т_р = k×Т,

где k - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации ( k,= 1.1 - 1.2 для турбинных и трёхлопастных мешалок; k=1.2 - 1.5 - для рамных и лопастных мешалок);

4) по табл. 38 - 40 выбирают размеры соответствующей муфты.

Выбор стойки и опоры. Стойка имеет вид усечённого конуса, выполняемого из чугуна, с тремя опорными поверхностями (рис 3.9) . На верхней опорной поверхности монтируют мотор– редуктор, для чего в этой поверхности предусмотрены сквозные отверстия. Средняя поверхность служит для установки подшипникового узла, нижняя опорная поверхность предназначена для соединения стойки с опорой (бобышкой) 7 (см. рис.3.1, 3.2). Для удобства монтажа и демонтажа мотор-редуктора под опорной поверхностью предусмотрены окна размером 50x70 мм. Опора

(рис. 3.10) представляет собой бобышку с центральным отверстием размером d для вала и двумя рядами периферийных отверстий с резьбой для крепления стойки и уплотнения. Для установки опоры на эллиптических крышках путём сварки предусмотрено кольцо.

Опоры, устанавливаемые на плоских крышках, таких колец не имеют. Их приваривают непосредственно к крышке аппарата. Размеры стоек приведены в табл. 41. Следует отметить, что высота стоек Н принимается конструктивно при выполнении этапа 5. В табл. 41 указана ее минимальная высота Н. Размеры опор приведены в табл. 42.

Выбор опор и стоек осуществляют после подбора мотор- редуктора и определения его габаритных и присоединительных размеров. По диаметру D расположения центров отверстий в опорном фланце

(опорной поверхности) мотор–редуктора по табл. 41 выбирают стойку, у которой центры отверстий в верхней опорной поверхности 1 выполнены на том же диаметре D. Опору с помощью болтов (шпилек и гаек) соединяют со стойкой. Поэтому диаметр центров отверстий,выполненных на нижней опорной поверхности стойки 3, должен быть согласован с диаметром центров отверстий с резьбой в опоре (рис 3.9, 3.10).

Разработка эскизного варианта завершается выполнением на миллиметровке формата А1 чертежа общего вида аппарата в масштабе 1:10 или 1:15 с допускаемыми упрощениями (по ГОСТ 2.109-73) . На этом чертеже рекомендуют изобразить главный вид аппарата с приводом и вид сверху. Положение ступицы мешалки на валу определяются расстоянием h_м от середины ступицы до днища аппарата. Конструкции мешалок и способы их крепления на валу приведены на рис. 1 – 6 прил.2. Размеры мешалок принимают по табл. 43 – 46 прил.1.

Для корпусов с эллиптическим днищем турбинную и трёхлопастную мешалки располагают на расстоянии h_м = d_м,рамную и лопастную – на расстоянии h_м = 0,1d_м .

Для корпусов с коническим днищем трёхлопастную, лопастную и турбинную мешалки располагают на расстоянии h_м, равном высоте конической части днища h_м = H_D , рамную – на расстоянии h_м = 0,1d_м.

3.3 Последовательность проектирования и расчёта перемешивающего устройства

Проектирование и расчет перемешивающего устройства осуществляют в следующей последовательности:

1) выполняют проектный расчет и конструирование вала и
подшипникового узла;

2) разрабатывают эскизную компоновку перемешивающего
устройства;

3) выполняют проверочный расчет вала;

4) проверяют пригодность подшипников, уточняют конструкцию подшипниковых узлов.

3.4. Проектный расчёт и конструирование вала и подшипникового узла

Проектный расчёт вала. Расчёт выполняется по напряжениям кручения. Целью расчёта является определение наименьшего диаметра вала. Исходными данными являются мощность на валу Р (кВт) и частота вращения мешалки n (об/мин).

Рассчитывают угловую скорость вала:

, сек^-1 . (3.1)

Вычисляют вращающий момент

, Н×м . (3.2)

Определяют наименьший диаметр вала:

, мм , (3.3)

где =25 … 40 Мпа.

Конструирование вала и подшипникового узла. Конструкция вала определяется деталями, которые на нём крепятся, конструктивным оформлением подшипниковых узлов и способом соединения вала перемешивающего устройства с валом редуктора.

Для соединения валов применяют разные типы муфт. Соединение вала редуктора с валом перемешивающего устройства продольно-разъёмной муфтой считают жёстким. Втулочно-пальцевая и зубчатая муфты образуют подвижное соединение валов.

Подшипниковый узел (рис 3.11 – 3.12) состоит из корпуса 1, внутри которого установлен один радиальный или два радиально-упорных подшипника качения 2. Между подшипниками установлена распорная втулка 3(рис.3.12). Для фиксации вала в осевом направлении предусмотрена круглая шлицевая гайка 4, которая предохраняется от самоотвинчивания стопорной многолапчатой шайбой 5. Корпус закрыт крышками 6, в сквозных отверстиях которых установлены манжетные уплотнения. 7.

Рассмотрим порядок конструирования консольного вертикального вала с двумя подшипниками качения (рис. 3.12).

1. Верхний конец вала соединяют с валом редуктора стандартной муфтой. Если соединение валов подвижное (с помощью зубчатой или упругой втулочно-пальцевой муфты), то диаметр d₁=(0,8...1)d. Длину этого участка вала принимают равной l₁»(1...1,5)d₁ и уточняют по размерам муфты. В случае жесткого соединения валов продольно-разъёмной муфтой, его диаметр d₁ рекомендуют принимать равным диаметру d выходного (тихоходного) вала редуктора.

2. Диаметр вала d₂ под уплотнение (в крышке подшипникового узла) берут равным d₁+(4...7).мм и округляют до ближайшего стандартного из ряда: 30,32,34,36,38,40,42,45,48,50, 53,56,60,67,67.75.80,85,90,95.100, 105, 110,120. Длина этого участка l₂ определяется конструктивно с учётом размеров верхней крышки:

l₂ »(в+s) + 10 мм, где в - ширина манжеты, s = 5 - 8 мм - толщина крышки в месте установки манжеты. Размеры манжетных уплотнений выбирают по диаметру вала d₂ (табл. 47). Остальные размеры крышки – см. стр.40.

3. Диаметр участка с резьбой под шлицевую гайку d₃ = d₂ + (2…4) мм должен быть согласован с размером резьбы в гайке (табл.17, прил.1). Длина данного участка l₃»(Н+S) + 5мм. Толщина шайбы S – табл.2.18, прил.1.

4. Следующий участок вала предназначен для посадки подшипника. Его диаметр d₄ > d₃ должен быть согласован с диаметром отверстия внутреннего кольца подшипника. На стадии эскизного проекта первоначально принимают шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии (рис 3.13, табл. 49, прил.1). Длина этого участка вала l₄ » В + 5, где В - ширина подшипника.

5. Между подшипниками качения устанавливают распорную втулку, внутренний диаметр которой равен диаметру d₄. Наружный диаметр втулки d_вт = d₄ + (6…8) мм. Длина l_вт»2D, где D - диаметр наружного кольца подшипника (табл.49, прил.1). Для удобства монтажа диаметр вала под втулкой принимают на 4 - 5 ммменьше значения d₄.

	Рис. 3.12. Конструкция подшипникового узла с двумя радиально-упорными подшипниками

6. Для упора нижнего подшипника диаметр вала увеличивают: d₅ » d_вт. Длина l₅ этого участка вала принимается конструктивно, аналогично l₂, с учётом размеров нижней крышки подшипникового узла l₅»(в+s) + 10 мм. Размеры манжеты выбирают по табл. 47 прил.1 в зависимости от диаметра d₅. Размеры крышки - см. пункт 2.

7. Диаметр d₆ следующего участка вала необходимо согласовать с диаметром отверстия в сальниковом или торцевом уплотнении (табл. 51,52 прил.1).

8. Участок вала d₇ в месте посадки мешалки принимают равным диаметру отверстия в ступице мешалки d_ст (табл.43 – 46 прил.1, рис.5 – 6 прил.2).

При конструировании однопролетного вала (см. рис.3.1 б,

3.2 б) диаметр посадочного участка вала должен соответствовать размеру d₁ в концевой опоре скольжения (рис 3.17, табл. 53 прил.1).

Конструирование корпуса и крышек подшипникового узла. После определения геометрических размеров ступеней вала определяют размеры деталей, входящих в подшипниковый узел

(рис 3.11 и 3.12).

Толщину стенки корпуса подшипникового узла s принимают равной 10-12 мм. Диаметр резьбы винтов d_в для крепления крышек к корпусу и их число z назначают в зависимости от наружного диаметра подшипника D:

Размеры винтов приведены в табл. 15 прил.1. Наружный диаметр крышки D_к »D + 4d_в. Диаметр центров отверстий под винты D_в »D + 2d_в. Толщина крышки в месте установки винтов d = 8¸10 мм. Толщина крышки в месте установки манжеты d₀ = 5¸8 мм. Остальные размеры крышек (рис.3.14) зависят от размеров манжеты, размер l принимается конструктивно.

В конструкции, представленной на рис.3.12, для удобства монтажа подшипников часть внутренней поверхности корпуса (между торцами подшипников) выполняют на 2 мм больше, чем диаметр подшипника D, длина этой части корпуса равна длине распорной втулки. К корпусу приварен фланец толщиной d = 10 мм с отверстиями d=1,1 d_в для крепления подшипникового узла в стойке привода.

3.5. Разработка эскизного проекта перемешивающего устройства.

Эскизную компоновку выполняют масштабе 1:1 на миллиметровой бумаге формата А2 или А1. Для получения представления о конструкции и размерах деталей перемешивающего устройства достаточно одной проекции.

Последовательность выполнения эскизного проекта:

1. Провести осевую линию в середине короткой стороны листа.

2. В верхней части листа вычертить верхнюю опорную поверхность стойки. Определить положение верхнего торца выбранной муфты. Для этого от верхней опорной поверхности стойки отложить вниз отрезок L₂ – L₁ (см. размеры выбранного мотор–редуктора).

3. От полученной линии отложить вниз отрезок, равный длине выбранной муфты L (Н). Последняя линия будет являться торцом участка вала d₂.

4. Отступив вниз примерно на 10 мм, провести линию, определяющую положение верхней крышки подшипникового узла. Следующая линия определяет толщину крышки в месте установки манжетного уплотнения, и вычертить «карман» для манжеты по размерам, приведенным в табл.47 прил.1.

5. Между внутренней поверхностью крышки и торцом участка вала диаметром d₃ оставить примерно 10 мм.

6. Вычертить контуры круглой шлицевой гайки и стопорной шайбы.

7. Вычертить по контуру верхний подшипник. Отложить от его нижнего торца расстояние, равное длине распорной втулки l_вт, и вычертить контуры нижнего подшипника. Для схемы с одним подшипником качения в стойке перейти к пункту 8.

8. От торца нижнего подшипника отложить примерно 5-7 мм. Этим определяется положение внутренний поверхности нижней крышки.

9. Вычертить контуры нижней крышки и участка вала диаметром d₅.

10. От наружной поверхности нижней крышки отложить примерно 20 мм. Этим определяется положение сальникового или торцового уплотнения.

11. Вычертить контуры выбранного уплотнения, крышки (дочертить) и корпуса подшипникового узла. Уплотнение и стойку закрепить на опоре привода.

3.6. Проверочный расчёт вала

Основными критериями работоспособности валов перемешивающих устройств являются виброустойчивостъ и прочность.

Прежде чем приступить к расчёту вала, необходимо выбрать расчётную схему и определить длину расчётных участков вала.

Выбор расчётной схемы. Каждому конструктивному решению крепления вала соответствует своя расчетная схема.

1. Жесткое соединение валов мотор-редуктора и мешалки (продольно-разъёмной муфтой). Если при этом вал опирается на один радиальный подшипник качения, установленный в стойке аппарата (рис.3.1 а), то такому конструктивному решению соответствует расчётная схема 1 (рис.7 прил.2). Если опорой вала служит подшипник скольжения, установленный на днище аппарата

(рис.3.1 б), данному конструктивному решению соответствует расчётная схема 2 (рис.8 прил.2).

2. Подвижное соединение валов (втулочно-пальцевой или зубчатой муфтой). Если опорами вала является два радиально-упорных подшипника качения (рис.3.2 а), такому решению соответствует расчётная схема 3 (рис.9 прил.2). Если верхней опорой является радиально-упорный подшипник качения, размещенный в стойке, а второй - подшипник скольжения, установленный на днище аппарата (рис.3.2 б), то данному решению соответствует расчетная схема 4 (рис10 прил.2).

Расчёт на виброустойчивость. Расчет осуществляют в следующей последовательности:

1. Определить массу единицы длины вала:

кг × м, (3.1)

где r =7,85 ×10 ³ кг/м³ - плотность материала вала; d (d₆) - диаметр вала в месте уплотнения, м.

2. Вычислить момент инерции поперечного сечения вала:

. м⁴ . (3.2)

3 Определить значение коэффициентов:

, , (3.3)

где М_м - масса мешалки, кг (табл.43 – 46 прил.1), l₁ , L – значения длин соответствующих участков вала, м (по расчетной схеме и компоновке или чертежу).

4. В соответствии с выбранной расчётной схемой определить коэффициент a (рис. 7 – 10 прил.2).

5. Определить критическую скорость вала :

, с ^-1 , (3.4)

где Е = 2 • 10¹¹ - модуль продольной упругости вала.

Проверить выполнение условия

. (3.5)

Если условие (3.5) не выполняется, то необходимо увеличить диаметр вала d₆ в месте установки уплотнения (см. табл. 51 – 52 прил.1) и повторить расчет. При этом надо учесть, что эта мера приведёт к изменению размеров всех ступеней вала и деталей, расположенных на нём.

Расчёт на прочность. Расчёт предусматривает определение эквивалентных напряжений вала в опасных сечениях (в местах с наибольшим изгибающим моментом). Выбор таких сечений выполняют после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Изгиб вала происходит под действием инерционных сил, возникающих вследствие несбалансированности масс мешалки и вала.

Последовательность расчёта:

1. Определить эксцентриситет центра массы перемешивающего устройства:

е = 0.5 × 10^-3 + 0,03× D_меш , (3.6)

где D_меш - диаметр мешалки, м.

2. Определить значение приведённой массы мешалки и вала

, (3.7)

где q - коэффициент приведения распределённой массы вала к сосредоточенной массе мешалки.

Для 1-й расчётной схемы .

Для 2-й расчётной схемы .

где .

Для З-й расчётной схемы .

Для 4-й расчётной схемы .

3. Определить радиус вращения центра тяжести приведенной массы мешалки и вала:

. (3.7)

4. Определить центробежную силу:

, (3.8)

где М_пр - приведённая масса мешалки и вала, кг; r - радиус вращения центра тяжести приведённой массы, м.

5. В соответствии с выбранной расчетной схемой вала определить радиальные реакции в опорах.

Для 1-й схемы , .

Для 2-й схемы , .

Для З-й схемы , .

Для 4-й схемы , .

6. Построить эпюры изгибающих и крутящих моментов и определить величины изгибающих моментов в опасном сечении вала. Для 1-й расчётной схемы опасным является сечение под подшипником, для 2-й и 4-й - сечение в месте посадки мешалки, для 3-й схемы – сечение под нижним подшипником.

7. Определить напряжение изгиба и напряжение кручения в опасном сечении:

, н/мм² ; (3.9)

, н/мм² . (3.10)

8. Рассчитать эквивалентное напряжение и проверить выполнение условия

. (3.11)

Значение допускаемого напряжения рассчитывают по формуле , (3.12)

где - предел выносливости материала вала . Значение предела прочности s _в берут из табл. 54 прил.1. S _min - минимальный запас прочности вала (ориентировочно S _min= 2); К_s - коэффициент концентрации напряжений, который для 1-й и 3-й схем: К_s= 1,2 - 1,5 (опасное сечении под подшипником), а для 2-й и 4-й схем: К_s = 1,5 - 2(опасное сечение под мешалкой ослаблено шпоночным пазом).

3.7.Проверочный расчёт шпонок

Призматические шпонки проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки - в месте посадки полумуфты и в месте установки мешалки.

Условие прочности:

, (3.13)

где d - диаметр вала в месте установки шпонки; 1_р = (1 – в) - рабочая длина шпонки со скругленными торцами в мм (1-полная длина шпонки); в,h,t - стандартные размеры (табл.55 прил.1, рис. 3.15); [s_см] = 80 - 150 н/мм² - допускаемое напряжение на смятие.

3.8.Проверка пригодности подшипников

Пригодность подшипников качения определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъемности С_р с базовой (табличной ) С.

Расчёт динамической грузоподъёмности производится по формуле

, (3.14)

где L_h срок службы (ресурс) узла; L_h = 10 • 10³ ¸ 20 • 10³ ч; п - число оборотов вала в минуту; Р_Е - эквивалентная динамическая нагрузка ;

m =3 (для шарикоподшипников).

Определение сил, нагружающих подшипники. Радиальные нагрузки F_r на подшипники равны радиальным реакциям R_A , R_B (см. расчет вала на прочность).

Осевые нагрузки. При установке вала в шариковых радиальных подшипниках осевая сила F_a, нагружающая подшипник, равна внешней осевой силе F _A, действующей на вал:

, (3.15)

где Р - давление в аппарате; G - вес вала и мешалки; d_рас - расчётный диаметр вала в уплотнении, установленном на крышке аппарата (d₆); d_рас =d+5 мм.

При размещении вала в радиально-упорных подшипниках осевые силы F_a, нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия радиальных сил F_r: для шарикоподшипников S = e ×F_r ; для роликоподшипников – S = 0,83 e ×F_r ; где F_r - реакция наиболее нагруженной опоры (R_A или R_В); е - коэффициент осевого нагружения подшипника (табл.50).