Скачать работу - Привод к цепному конвейеруПередаточное число тихоходной ступени: u т = 0,88 u p 0,5 = 0,88-12,5 0,5 = 3,11, принимаем по 2185-66 u т =3,15. Передаточное число быстроходной передачи: u 6 = u p / u т = 12,5/3,15 = 3,96 принимаем по 2185-66 u б = 4,0. Уточняем передаточное число цепной передачи: u рп = 28,92/4,0-3,15= 2,30 1.4. Числа оборотов валов и угловые скорости: n дв = 1446 об/мин 
1 = 14467 
0=151,4 рад/с n 2 = n 1 / u p п =1446/4,0=362об/мин 2 =362 n 3 = n 2 / u б =362/3,15=115об/мин 3 =115 n 4 = n 2 / u т =115/2,30=50 об/мин 4 =50 1.5. Мощности передаваемые валами: N 1 = N т p 
м 
=5,57•0,98•0,995=5,43 кВт N 2 = N 1 
пк = 5,43 • 0,97 • 0,995=5,24 кВт N 3 = N 2 
пк = 5,24 • 0,97 • 0,995=5,06 кВт N 4 = N 3 цп = 5,06 • 0,93=4,7 кВт 1.6.Крутящие моменты: Mj = N Tp / coi = 5,43 • 10 3 /151,4 = 35,9 Н • м М 2 = 5,24 • 10 3 /37,9 = 138,3 Н • м М 3 = 5,06 • 10 3 /12,0= 421,7 Н • м М 4 = 4,7 • 10 3 /5,23= 898,7 Н • м 2. Расчет быстроходной ступени редуктора 2.1. Выбор материалов зубчатой пары.
Принимаем сталь 40Х, термообработка улучшение: - шестерня НВ300, - колесо НВ280. 2.2. Допускаемые напряжения.
Допускаемое контактное напряжение: [ 
н = 
где
K hl =1- коэффициент долговечности, при НВ n >8,3 об/мин, S H =1,1 - коэффициент безопасности при улучшении. [
н = 630 • 1/1,1 =573 МПА. Допускаемые напряжения изгиба:
где
- коэффициент двухстороннего приложения нагрузок,
- коэффициент градиента напряжений,
где S F - 1,75 - коэффициент нестабильности, S ' F = 1,0- для штамповок.
= 540•1•0,7•1,035/1,75 = 224 МПа
2.3. Межосевое расстояние
где К а = 430 - для косозубых передач, K H
=1.05 - коэффициент неравномерности распределения нагруз ки,
0,40 - коэффициент ширины колеса. a w = 430(4,00+1)•[138,3•1,05/(573 2 •4,0 2 •0,40)] 1/3 = 84 мм Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] a w = 80 мм 2.4. Геометрические параметры Модуль зацепления m = (0,01 0,02) a w = (0,01 0,02)•80 = 0,80ч 1,6 мм Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 1 мм Число зубьев: - суммарное z c = 2 a w cos / m = 2•80 cos 10°/ l = 158, - шестерни z 1 = z c /( u + l ) = 158/(4,0 +1) = 32, колеса z 2 = z c - Z 1 =158- 32 =126; уточняем передаточное отношение: u = z 2 / z 1 =126/32 = 3,94,
невязка (4,00 - 3,94)100/4,0 = 1,5% Действительное значение угла наклона: cos = z c m /2 a w = 158-1/2•80 = 0,9875 =10°08 Фактическое межосевое расстояние: a w = z c m /2 cos = 158• l /2 cos 10°08’ = 80 мм. делительные диаметры: d 1 = mz 1 / cos = l •32/ cosl 0°08' = 32,41 мм, d 2 =126• l / cosl 0°08’ = 127,59 мм; диаметры выступов: d a 1 = d 1 +2 m = 32,41+2•1 =34,41 мм, d a 2 = 127,59+2•1 = 129,59 мм; диаметры впадин: d f 1 = d 1 - 2,5 m = 32,41 -2,5•1 =29,91 мм, d f 2 =127,59-2,5•1 = 125,09 мм; ширина колеса: b 2 = ba a w = 0,400-80 = 40 мм; ширина шестерни: b 1 = b 2 +5 = 40+5 = 45 мм; коэффициент bd = b 1 / d 1 = 45/32,41 = 1,39.
Рис. 3 Косозубая цилиндрическая передача 2.5. Окружная скорость V = dn /6•10 4 = •32,41•1446/6•10 4 = 2,45 м/с.
Принимаем 8-ю степень точности. 2.6. Силы действующие.
Окружная сила: F t =2 M 1 / d 1 =2•35,9•10 3 /32,41 =2215Н. Радиальная сила
F r = F t tg /cos = 2215tg20 °/ cosl0°08' = 816 Н . Осевая сила: F a = F t tg = 2215 tgl 0°08’= 395 Н. 2.7. Расчетное контактное напряжение:
где Z H - коэффициент формы суммарной длины контактных линий, Z - коэффициент суммарной длины контактных линий, К H = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К H = 1,12 - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, K Hv = l ,0 - коэффициент динамической нагрузки. Z H = (2cos /sin2 ) 0,5 = [2cos10°08’/sin(2•20)] 0,5 =1,83. Z = ( l / ) 0,5 = (1/1,73) 0,5 = 0,760, где - коэффициент торцевого перекрытия. = (1,88 - 3,2( l / z 1 + l / z 2 )) cos = (1,88- 3,2( l /32+ l /126)) cosl 0°08’= l ,73 H = (6160• l ,83•0,760/80)[138,3(3,94+ l ) 3 • l ,09• l ,12• l ,0/(40•3,94 2 )] 0,5 = = 590 МПа Перегрузка: (590-573)100/573 = 3,0% допустимо 5% 2.8. Проверка передачи по напряжениям изгиба F = Y F Y p 2000 MK F K F K Fv /( bdm ), где Y F -коэффициент формы зуба, Yp - коэффициент наклона зуба, Y = 1 - /140 = 1 - 10°08’/140 = 0,928. K F = 0,91 при 8 ст. точности, K F = 1,20 - коэффициент неравномерности распределения на грузки по ширине колеса, K Fv = 1,1 - коэффициент динамической нагрузки.
Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба: Z Э KB = Z / cos 3 , Z Э KBl = Z 1 / cos 3 = 32/ cosl 0°08’ 3 = 33,2 Y F 1 = 3,76, Z ЭКВ2 = Z 2 / cos 3 =126/ cosl 0°08’ 3 = 131 Y F 1 = 3,60. Отношение [ ] F / Y F : [ ] F 1 / Y F 1 = 224/3,76 = 59,57 [ ] F 2 / Y F 2 = 209/3,60 = 57,05 так как отношение [ ] F 1 / Y F 1 > [ ] F 2 / Y F 2 , то дальнейший расчет ведем
по зубьям колеса. F 2 = 3,60•0,928•2000•138,3•0,91•1,20•1,1/(45•127,59•1) =193 МПа Условие F 2 F 2 выполняется 3. Расчет тихоходной ступени редуктора 3.1. Выбор материалов зубчатой пары.
Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени. 3.2. Межосевое расстояние a w = 430(3,15+1) • [421,7 • 1,05/(573 2 • 3,15 2 • 0,4)] 1/3 = 124 мм Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] a w = 125 мм 3.3. Геометрические параметры Модуль зацепления m = (0,01 0,02) a w = (0,01 0,02)425 = 1,25 2,5 мм Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 2 мм Число зубьев: - суммарное z c = 2 a w cos / m = 2•125 cosl 0 °/ 2 = 123, - шестерни z 3 = z c /( u + l ) = 123/(3,15+1) = 30, колеса z 4 = z c - z 3 = 123- 30 = 93; уточняем передаточное отношение: u = z 4 / z 3 = 93/30 = 3,10, невязка (3,15 - 3,10)100/3,15 = 1,58%. Действительное значение угла наклона: cos = z c m /2 a w = 123•2/2•125 = 0,9840 =10°15’. Фактическое межосевое расстояние: a w = z c m /2 cos = 123 • 2/2 cosl 0°15^ = 125 мм. делительные диаметры: d 3 = mz 3 / cos = 2 • 30/ cosl 0°15’ = 60,98 мм, d 4 = 93 • 2/ cosl 0°15’ == 189,02 мм; диаметры выступов: d a 3 = d 3 +2 m = 60,98+2•2 = 64,98 мм, d a 4 = 189,02+2 • 4 =193,02 мм; диаметры впадин: d f 3 = d 3 - 2,5 m = 60,98 - 2,5 • 2 = 55,98 мм, d f 4 = 189,02-2,5 • 2 = 185,02 мм; ширина колеса: b 4 = ba a w = 0,400 • 125 = 50 мм; ширина шестерни: Ь 4 = Ь 3 +5 = 50 +5 = 55 мм; коэффициент bd = b 3 / d 3 = 55/60,98 = 0,90.
3.4. Окружная скорость V = dn /6•10 4 = •60,98•362/6•10 4 =1.16м/с.
Принемаем 8-ступень точности. 3.5. Силы действующие.
Окружная сила: Р 2 = 2 M 2 / d 3 = 2 • 138,3 • 10 3 /60,98 = 4536 Н. Радиальная сила F r 2 = P 2 tg / cos = 4536 tg 20 °/ cosl 0°15 ’ = 1678 Н. Осевая сила: F a 2 = P 2 tg = 4536 tgl 0°15’ = 820 Н. 3.6. Расчетное контактное напряжение: где Z H - коэффициент формы суммарной длины контактных линий, Z - коэффициент суммарной длины контактных линий, К H = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К H = 1,12 - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, K Hv = l ,0 - коэффициент динамической нагрузки. Z H = (2cos /sin2 ) 0,5 = [2cos10°15’/sin(2•20)] 0,5 =1,75. Z = ( l / ) 0,5 = (1/1,7 1 ) 0,5 = 0,76 5 , где - коэффициент торцевого перекрытия. = (1,88 - 3,2( l / z 1 + l / z 2 )) cos = (1,88- 3,2( l /30+ l /93)) cosl 0°15’= l ,71 H = (6160• l ,75•0,765/125)[421.7(3,10+ l ) 3 • l ,09• l ,11• l ,0/(50•3,10 2 )] 0,5 = = 564 МПа Недогрузка: (573-564)100/573=1. 5 % допустимо 1 5% 3.7. Проверка передачи по напряжениям изгиба F = Y F Y 2000 MK F K F K Fv /( bdm ), где Y F -коэффициент формы зуба, Y - коэффициент наклона зуба, Y = 1 - /140 = 1 - 10°15’/140 = 0,927. K Fa = 0,91 при 8 ст. точности, K F p = 1,08 - коэффициент неравномерности распределения на грузки по ширине колеса,
K Fv = 1,3 - коэффициент динамической нагрузки.
Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба: Z 3 KB = Z / cos 3 , Z экв3 = Z 13 / cos 3 = 30/ coslO °15’ 3 = 31,5 Y F 1 = 3,79, Z экв4 = Z 24 / cos 3 =93/ cosl 0°15’ 3 = 97,6 Y F 1 = 3,60 Отношение [ ] F / Y F : [ ] F 3 / Y F 3 = 224/3,79 = 59,10 [ ] F 4 / Y F 4 = 209/3,60 = 58,05 так как отношение [ ] F 3 / Y F 3 > [ ] F 4/ Y F 4 , то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса. F 4 = 3,60•0,927•2000•421,7•0,91•1,08•1,3/(50•189,02•2) = 190 МПа Условие F 4 F 4 выполняется 4. Расчет цепной передачи 4.1. Выбор цепи Выбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81. 4.2. Коэффициент эксплуатации К э = КдКсК 0 КрегКр, где К д = 1 - коэффициент динамической нагрузки, К с = 1,5 — смазка периодическая, К 0 = 1,0 - положение передачи горизонтальное, К рег = 1,25- нерегулируемая передача, К р = 1 - работа в одну смену. К э = 1,5-1,25 = 1,88. 4.3. Шаг цепи 
где [р] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах. z 1 - число зубьев малой звездочки, Zl = 29-2 u = 29-2•2,30 = 24. Число зубьев ведомой звездочки: z 2 = z 1 u = 24•2,30 = 55. р = 2,8(421,7•10 3 •1,88/24•30) 1/3 = 28,9 мм Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм: - разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН; - масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м; -
диаметр валика d 1 = 11,1 мм; - ширина внутреннего звена b 3 = 19,05 мм Уточняем разрушающую нагрузку [р] = 32,4 МПа [1с.91]. 4 .4. Межосевое расстояние а р = 0,25 { L p -0,5 z c +[( L p -0,5 z c ) 2 - 8 2 ] 0,5 } где L p - число звеньев цепи, z c - суммарное число зубьев, z c = z 1 + z 2 = 24+55 = 79, = ( z 2 – z 1 )/2 = (55 - 24)/2 = 4,93. L p = 2 a p +0,5 z c + 2 / a p = 2•40+0,5•79+4,93 2 /40 = 120,1 где а р = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем L p = 120 а р = 0,25{120 - 0,5 • 79+[(120 - 0,5 • 79) 2 - 8 • 4,93 2 ] 0 ' 5 } = 40 а = а р р = 40 • 31,75 = 1272 мм. 4 .5 . Конструктивные размеры звездочек Делительные диаметры d Д = t /[ sin (180/ z )] ведущая звездочка: d д1 = 31,75/[ sin ( l 80/24)] = 244 мм, ведомая звездочка: d д2 = 3 l ,75/[ sin ( l 80/55)] = 556 мм.
Диаметры выступов D e = p ( K + K z -0,31/ ) где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба - геометрическая характеристика зацепления, K z — коэффициент числа зубьев = p / d 1 = 31,75/11,1 =2,86, K z 1 = ctg180/z1 = ctgl80/24 = 7,60, K z2 = ctgl80/z2 = ctgl 80/55 = 17,49, D e1 = 31,75(0,7+7,60 - 0,31/2,86) = 260 мм , D e2 = 31,75(0,7+17,49-0,31/2,86) = 578 мм . Диаметры впадин : D f1 =d Д -(d 1 -0,175d Д 0,5 ) D fl = 244 - (11,1 – 0,175 • 244 0,5 )=236 мм D f 2 = 556 -(11,1- 0,175•556 0 ' 5 ) = 552 мм Ширина зуба: b = 0,93 b 3 - 0,15 = 0,93•19,05 - 0,15 = 17,57 мм Толщина диска: С= b +2 r 4 = 17,57+2•1,6 = 20,77 мм
где r 4 = 1,6 мм при шаге Ь
Рис. 4 Звездочка. 4.6. Допускаемая частота вращения меньшей звездочки [ n ] = 15•1 0 3 /р = 15•10 3 /31,75 = 472 об/мин Условие n =115 n ] = 472 об/мин выполняется. 4 .7. Число ударов цепи U = 4 z 1 n 2 /60 L p = 4 • 24 • 115/60 • 120 = 1,53 Допускаемое число ударов цепи: [ U ] = 508/ p = 508/31,75 = 16 Условие U u ] выполняется. 4.8 Фактическая скорость цепи v = z 1 pn 2 /60•10 3 =24•31.75•115/60•10 3 =1.46м/с Окружная сила: F t = N 2 / v = 5,06•10 3 /1,46 = 3466 Н 4.9. Давление в шарнирах цепи p = F t K э / A , где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи. A = d 1 b 3 = 11,1•19,05 = 211 мм 3 . р = 3466•1,88/211= 30,9 МПа.
Условие р 4 .10. Коэффициент запаса прочности s = Q/(k Д F t +F v +Fo) где F v — центробежная сила F o - натяжение от провисания цепи. F v = qv 2 =3.8•1.46 2 =8 H F o = 9, Sk f qa = 9,8•6•3,8•1,272 = 284 Н где k f = 6 — для гори:- итгальнои передачи.
s = 89000/(1 • 3466+8 +28 4 )= 23,7 s ] = 7,7 [1с.94]. 4 .11. Сила давления на вал F B = k B F t +2 F =1.15•3466+2•284=4554 Н. где k B = 1,15 -коэффициент нагрузки вала. 5. Ориентировочный расчет валов 5 .1. Быстроходный вала Диаметр вала
где Т – передаваемый момент; [ к ] = 10 20 МПадопускаемое напряжение на кручение [1с.107] d 1 = (35,9-10 3 / 10) 1/3 = 26мм Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d дв = 32 мм, d 1 = (0,8 1,2) d ДВ = (0,8 1,2)32 = 26 38 мм принимаем диаметр выходного конца d 1 = 28 мм; длина выходного конца: l 1 = ( l ,04 l ,5) d 1 = (1,0 1,5)28 = 28 42 мм, принимаем l 1 = 30 мм.
Диаметр вала под уплотнением: d 2 = d 1 +2 t = 28+2•2,5 = 33,0 мм, где t = 2,5 мм — высота буртика; принимаем d 2 = 30 мм: длина вала под уплотнением: 1 2 l ,5 d 2 =1,5•30 = 45 мм.
Диаметр вала под подшипник: d 4 = d 2 = 30 мм. Вал выполнен заодно с шестерней. 
Рис. 5 Вол быстроходный.
5.2. Промежуточный вал d 3 = (138,3•10 3 / 15) 1/3 = 36 принимаем диаметр вала под подшипником d 4 = 40 мм, Диаметр вала под колесом: d 2 = d 1 +3,2 r = 40+3,2•2,5 = 48,0 мм r = 2,5 мм - высотп буртика [1 с. 109], принимаем диаметр вала пол колесом d 3 =50 мм,
5.3 Конструктивные размеры колеса быстроходной ступени диаметр ступицы d CT = l ,55 d = 1,55•50 = 78 мм длина ступицы 1 СТ = (1,0 l , 5) d = (1,0 1,5)50 = 50...75 мм принимаем 1 СТ = 70 мм 5.4. Тихоходный вал Диаметр вала d 1 = (421,7•10 3 / 20) 1/3 = 48 мм принимаем диаметр выходного конца d 1 =50мм; длина выходного конца: l 1 = ( l ,0 l ,5) d 1 = (1,0 1,5)50 = 50 75 мм, принимаем l 1 = 70 мм.
Диаметр вала под уплотнением: d 2 = d 1 +2 t = 50+2•2,8 = 55.6 мм t = 2,8 мм - высота буртика [1с.109], принимаем диаметр вала под уплотнением d 2 =55 мм, длина вала под уплотнением l 2 = l ,25 d 2 =1,25•55=6 9 мм.
Диаметр вала под подшипником: d 4 = d 2 =55мм Диаметр вала под колесом: d 2 = d 1 +3,2 r = 55+3,2•2,5 = 63,0 мм
r = 2,5 мм - высота буртика [1с. 109], принимаем диаметр вала под колесом d 3 = 63 мм, 5.5. Конструктивные размеры колеса тихоходной ступени диаметр ступицы d CT = l ,55 d = 1,55•63 = 98 мм длина ступицы 1 СТ = ( l ,0 l ,5) d = (1,0 1,5)63 = 63...95 мм принимаем 1 СТ = 70 мм толщина обода S = 2,2 m +0,05 b 2 = 2,2•2+0,05•50=6мм
толщина диска С > 0,25 b = 0,25•50 = 12 мм,
6. Подбор и проверка подшипников 6.1. Выбор подшипников.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой се рии №206 для быстроходного, №208 для промежуточного и средней серии №311 - для тихоходного вала.
Таблица 1. Размеры и характеристика выбранных подшипников
| № | d, мм | D, мм | В, мм | С, кН | С 0 , кН |
| 206 | 30 | 62 | 16 | 19,5 | 14,6 |
| 208 | 40 | 80 | 18 | 32,0 | 17,8 |
| 311 | 55 | 120 | 29 | 71,5 | 41,5 |
6.2. Схема нагружения быстроходного вала.
Консольная сила от муфты F м =100М 1 0,5 =100•35,9 0,5 =599Н Консольная сила от муфты F M = l 00 M 1 0.5 = 100-35,9 0.5 = 599 Н
Рис. 8 Расчетная схема быстроходноговала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относи тельно опоры А m А = 40Р 1 - 180В х + 80 F M = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ В х = (2215•40 +599•80]/180 =758 Н Реакция опоры А в плоскости XOZ А Х = Р 1 -В Х - F M = 2215-758-599 = 858 Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ М Х1 = 758•140 = 106,1 Н•м; М Х2 = 599•80 = 47,9 Н•м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор от носительно опоры А m A = 40 F rl + F a 1 d 1 /2 - 180 B Y = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости YOZ
B Y = (816•40+ 395-•32,41/2)/180 = 216 Н Реакция опоры А в плоскости YOZ A Y = F rl - B Y = 816-216 = 600 Н Изгибающие моменты в плоскости YOZ Myi = 600•40 = 24,0 Н•м M Y 2 = 216•140 =30,2 Н•м Суммарные реакции опор А = (А х 2 + A Y 2 ) 0.5 = (858 2 + 600 2 ) 0.5 =1047 Н В= (В х 2 + B Y 2 ) 0. 5 = (758 2 + 216 2 ) 0 . 5 = 788 Н 6.3. Эквивалентная нагрузка Р = ( XVF r + YF a ) K 6 K T где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осе вой нагрузки; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; F r = В - радиальная нагрузка; Y - коэффициент осевой нагрузки; F a - осевая нагрузка; К б = 1,1 - коэффициент безопасности при нагрузке с умерен ными толчками [1с 108]; К т = 1 -температурный коэффициент.
Отношение F a / C 0 = 395/14,6•10 3 = 0,027 е = 0,22 Проверяем наиболее нагруженный подшипник А Отношение F a / A = 395/1047=0,38 > е : следовательно Х= 0,56; Y = 2,00 Р = (0,56-1-1047+2,00-395)1,1-1 =1514 Н 6.4. Требуемая грузоподъемность и долговечность подшипника: С тр = Р(573 L /10 6 ) 1/3 = = 1514(573•151,4•12000/10 6 ) 1/3 = 15,3 кН Условие С тр
| 6.5. Схема нагружения промежуточного вала |
Рис. 9 Схема нагружения промежуточного вала Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С m c = 40 P 1 + 125Р 2 - 180 D x = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ D x = (2215•40 + 4536•125]/180 =3642Н Реакция опоры С в плоскости XOZ C x = P 1 + P 2 - D X = 2215+4536 -3642 = 3109Н Изгибающие моменты в плоскости XOZ М Х1 = 3109•40 = 124,3 Н•м М Х2 = 3642•55= 200,3 Н•м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С m c = 40F rl +F al d 2 /2 - 125F r2 +F a2 d 3 /2 + 180D Y = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости YOZ D Y = (1678•125 -816•40- 395•127,59/2- 820•60,98/2)/180 = 705 Н Реакция опоры С в плоскости YOZ C Y = F r 2 - F rl - D Y = 1678-816-705= 157 H Изгибающие моменты в плоскости YOZ M y 1 = 157•40 = 6,3 Н•м M Y = 705•55 =38,8 Н•м M Y = 705•140-1678•85+ 820•60,98/2 =18,9 Н-м Суммарные реакции опор С=(3109 2 + 157 2 ) 0. 5 = 3113Н D = (3642 2 + 705 2 ) 0 . 5 = 3710 Н 6.6. Эквивалентная нагрузка Суммарная осевая нагрузка F a = 820 - 395 = 425 Н Отношение F A / C 0 = 425/17,8•10 3 = 0,240 е = 0,22 [1с,117] Проверяем наиболее нагруженный подшипник D Отношение F a / C = 425/3710 = 0,11 Y = 0 Р = (1,0-1,0-3710+0-425)1,1-1,0 = 4081 Н. 6.7. Требуемая грузоподъемность подшипника С тр = 4081(573•37,9•12000/10 6 ) 0.333 = 26,1 кН Условие С тр
| 6.8. Расчетная схема нагружения тихоходного вала |
Рис. 10 Расченая схема тихоходного вала.
Горизонтальная плоскость: m E =125 P 2 -180 F x = 0, F x = 4536•125/180 = 3150 Н, Е х = P 2 - F X = 4536-3150 =1386Н, М х = 1386•125 = 173,3 Н•м.
Вертикальная плоскость: m E = 125F r2 + 180F y - 280F B - F a2 d 4 /2 = 0, F y = (280•4554 - 1678•125+ 820•189,02/2)/180 = 6349 H, Ey = F r2 + F y - F B = 1678+6349-4554 = 3473 H,
М у = 3473•125 = 434,2 Н•м, M y 2 = 4554•100 = 455,4 Н•м, М у2 = 4554•155 - 6349•55 = 356,7 Н•м, Суммарные реакции опор: Е = (1386 2 +3473 2 ) 1/2 = 3739 Н, F = (3150 2 + 6349 2 ) 1/2 = 7087 Н. 6.9. Эквивалентная нагрузка Отношение F a / C 0 > = 820/41,5•10 3 = 0,020 е = 0,21 Проверяем наиболее нагруженный подшипник F Отношение F a / F = 820/7087=0,12 Y = 0 Р = (1,00-1-7087+0,00-820)1,1-1 =7796 Н 6.10. Требуемая грузоподъемность и долговечность подшипника: C т p = P (573 L /10 6 ) 1/3 = = 7796(573•12,0•12000/10 6 ) 1/3 = 33,9 кН Условие С тр 7. Расчет валов на сложное сопротивление 7.1. Быстроходный вал.
Опасное сечение проходит через опору А. Суммарный изгибающий момент в этом сечении: М из = М х = 47,9 Н•м.
Приведенный момент: М пр = (М из 2 + Т 1 2 ) 0,5 = (47,9 2 +35,9 2 ) 0,5 = 59,9 Н•м.
Диаметр вала в опасном сечении: 
где [ ] -1 = 50 МПа - допускаемое напряжение. d = (59,9•10 3 /0,1•50) 1/3 = 24 мм.
Полученное значении меньше ранее принятой величины 30 мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена. 7.2. Промежуточный вал Опасное сечение проходит под колесом быстроходной передачи. М из = (124,3 2 +(6,3+18,9) 2 ) 0,5 = 126,8 Н•м.
Приведенный момент: М пр = (М из 2 + М 2 2 ) 0,5 = (126,8 2 +138,3 2 ) 0,5 = 188 Н•м.
Диаметр вала в опасном сечении: d = (188•10 3 /0,1•50) 1/3 = 34мм.
Полученное значении меньше ранее принятой величины 50 мм, сле довательно, нормальная работа вала обеспечена.
7.3. Тихоходный вал.
Опасное сечение проходит через опору F . Суммарный изгибающий момент в этом сечении: М из = М х = 455,4 Н•м.
Приведенный момент: М пр = (М из 2 + T 1 2 ) 0.5 = (455,4 2 + 421,7 2 ) 0.5 = 621 Н•м.
Диаметр вала в опасном сечении: d = (621•10 3 /0, l •50) 1/3 = 50мм.
Полученное значении меньше ранее принятой величины 55 мм, следовательно, нормальная работа вала обеспечена. 8. Выбор и проверка шпоночных соединений 8.1. Выбор шпонок Для соединения валов с деталями выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. 
Рис.11 Шпоночное соединение Напряжение смятия и условие прочности 
где h -высота шпонки; t 1 -глубина паза; l -длина шпонки; b -ширина шпонки. 8.2. Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала 8 7 40 мм: см = 2•35,9•10 3 /28(7-4,0)(40-8) = 27 МПа. 8.3. Промежуточный вал Шпонка под колесом 14 9 63 мм: см = 2•138,3•10 3 /50(9-5,5)(63-14)=32 МПа. 8.4. Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 18 11 70 мм:
см = 2•421,7•10 3 /63(11-7,0)(70-18) = 64 МПа.
Шпонка на выходном конце тихоходного вала 14 9 63 мм: см = 2•421,7•10 3 /50(9-5,5)(63-14) = 98 МПа. 9. СМАЗКА РЕДУКТОРА Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны: V = (0,54 0,8) N = (0,5 0,8)5,57 3 л. При окружной скорости v = 2,45 м/с рекомендуемый сорт масла - ин дустриальное И-Г-А-46 [1с241]. Смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатым колесом. 10. Конструктивные элементы корпуса 10.1. Толщина стенки корпуса и крышки корпуса: = 1,12Т 2 0,25 = 1,12•421,7 0,25 = 5,1 мм, принимаем = 8 мм. 10.2. Толщина нижнего пояса: р = 2,35 = 2,35•8 = 20 мм. 10.3. Фундаментные болты При межосевом расстоянии 125 мм диаметр фундаментных болтов М20, диаметр болтов у подшипников Ml 6 [1с. 219]. 10. Расчет и проверка муфт Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на веду щий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [Т] = 63 Н•м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой на быстроход ном валу: T p = kT 1 = 1,5•35,9 = 54 Н•м, где k = 1,5 - коэффициент эксплуатации.
Условие Т р 11. Конструирование сварной рамы Проектируем раму, сваренную из элементов проката.
Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 - 80 будет представлять основную коробку рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головками болтов.
Опорные поверхности - пластинки, на которые устанавливают редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высо той 5-6 мм. Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности на ко
торые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.
Закрепление на раме электродвигателя производим болтами Ml 2 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70, редуктора болтами Ml 6. Предусматриваем на раме закрепление кожуха в месте установки муфты с целью их ограждения. Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фундаментными болтами М24. 12. Список использованной литературы 1. Шейнблит А.Е., Курсовое проектирование деталей машин. М,: Высш. м, 1991. 2. Анурьев В.И., Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т. М.: Машиностроение, 1979. 3. Киселев Б.Р., Курсовое проектирование по механике: Учебное по собие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т.
Иваново, 2003. 4. Киселев Б.Р., Проектирование приводов машин химического произ водства: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т.
оценка грузового автомобиля в Смоленскеоценка товарного знака в Курскеоценка авторских прав в Твери 
