Будь умным!


У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.ru

.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода Общий КПД привода ~ вычисляют по формуле

Работа добавлена на сайт samzan.ru: 2016-03-13

Бесплатно
Узнать стоимость работы
Рассчитаем за 1 минуту, онлайн

1 Расчёт конического редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

Общий КПД привода η, вычисляют по формуле

                                           (1)

где  – КПД пары цилиндрических колёс;

            = 0,97; [1,с. таблица 1.1];

     – коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

             = 0,99; [1,с. таблица 1.1];

     – КПД открытой цепной передачи;

             = 0,92; [1,с. таблица 1.1];

    – коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного

             барабана;

            = 0,99; [1,с. таблица 1.1].

Мощность на валу барабана Pб, кВт, вычисляют по формуле

                                                   Pб = P·υ = 5,75·1,1= 6,3 кВт                                           (2)            

где P  окружное усилие барабана, кН;

     υ – окружная скорость на барабане, м/с.

Требуемую мощность электродвигателя Pтр, кВт, вычисляют по формуле

                                   Pтр ===7,2 кВт                                                (3)

Угловую скорость приводного барабана ωб, рад/с, вычисляют по формуле

                                  ωб === 6,8 рад/с                                             (4)

где Dб – диаметр барабана, м.

Частоту вращения приводного барабана nб, об/мин, вычисляют по формуле

                                           nб  об/мин                                         (5)

По требуемой мощности 7,2 кВт с учётом возможностей привода выбирает-

 ся электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдувае-

  мый с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А 160 S8 У3 с мощностью

 7,5 кВт и скольжением 2,5%. Номинальная частота вращения nдв = 731 об/мин;

 [1, П1].

Угловую скорость двигателя ωдв, рад/с, вычисляют по формуле

                                           рад/с                                        (6)                          

Общее передаточное отношение i, вычисляют по формуле

                                                                                        (7)

Передаточное отношение редуктора uр = 3, [1,с.49].

Передаточное отношение цепной передачи uц , вычисляют по формуле

                                                                                       (8)

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

                                      n1 = nдв = 731 об/мин

                                       ω1 = ωдв  =76,5 рад/с

                                  об/мин                                            (9)

                                   рад/с                                         (10)

Вращающий момент на валу шестерни T1, Н·мм, вычисляют по формуле

 

                                Н·мм                                 (11)

Вращающий момент на валу колеса T2, Н·мм, вычисляют по формуле

                                                    (12)

1.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной тер-

 мообработкой. Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твёрдостью

 HB 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твёрдостью HB 245.   

Допускаемое контактное напряжение [σH], МПа, вычисляют по формуле

                        [σH] =  МПа                                 (13)

где σH lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

                  σH lim b = 2·HB+70 = 2·245 + 70 = 560 МПа; [1,таблица 3.2];

        KHL  – коэффициент долговечности;

                   KHL = 1; [1, с.33];

        [SH] – коэффициент безопасности;

                   [SH] = 1,15; [1,с.33].

Внешний делительный диаметр колеса de2, мм, вычисляют по формуле

                             de2 =                                   (14)

где Kd   – коэффициент для прямозубых передач;

              Kd  = 99; [1,с.49];

   K  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

              нагрузки по ширине венца;

              K  = 1,35; [1,таблица 3.1];

   ψ bRe коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусно-

              му расстоянию;

                        ψbRe  = 0,285; [1,с.49].

                                     de2 = = 283 мм

Примем ближайшее стандартное значение внешнего делительного диамет-

  ра колеса. de2 = 280 мм; [1,с.49].

Число зубьев шестерни z 1 = 25.

Число зубьев колеса z 2, вычисляют по формуле

                                z 2 = z 1·u = 25·3 =75                                         (15)

Внешний окружной модуль me, мм, вычисляют по формуле

                                     me =  мм                                          (16)

Углы делительных  конусов

                                         ctg δ1 = u = 3

                                          δ1 = 18˚26 ́

                            δ2 = 90˚ δ1 = 90˚–18˚26 ́= 71˚34 ́

Внешнее конусное расстояние Re, мм, вычисляют по формуле

                 мм                      (17)

Длину зуба b, мм, вычисляют по формуле

                            b = ψ bRe ·Re = 0,285 ·147 = 41,8 мм                               (18)

Примем длину зуба b = 42 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни de1, мм, вычисляют по формуле

                               de1 = me ·z 1 = 3,73 · 25 = 93 мм                                    (19)

Средний делительный диаметр шестерни d1, мм, вычисляют по формуле

       d1 = 2·(Re  0,5·bsin δ1 = 2·(147– 0,5·42)·sin 18˚26 ́= 79,66 мм            (20)

Внешний диаметр шестерни dae1, мм, вычисляют по формуле

       

             dae1 = de1+ me·cos δ1 = 93 + 2·3,73· cos 18˚26 ́= 100 мм                (21) 

Внешний диаметр колеса dae2, мм, вычисляют по формуле

            dae2 = de2 + 2· me·cos δ2 = 280 + 2·3,73· cos 71˚34 ́= 282,4 мм             (22)

 

Средний окружной модуль m, мм, вычисляют по формуле                            

                               мм                                         (23)

Коэффициент ширины по среднему диаметру ψbd , вычисляют по формуле

                                   ψ bd =                                                 (24)

Среднюю окружную скорость колёс υ, м/с вычисляют по формуле 

                                  

                         υ = м/с                                   (25)

Для конических передач назначается 7-я степень точности.

Коэффициент нагрузки KH,  для проверки контактных напряжений вычисля-

 ют по формуле

                                       KH = K·KHα·KHυ = 1,23·1,0·1,05 = 1,30                             (26)

где K – коэффициент, учитывающий  распределение  нагрузки по длине

              зуба;

              K =1,23; [1,таблица 3,5];

   KHα – коэффициент, учитывающий   распределение  нагрузки между

              прямыми зубьями;

              KHα =1,0; [1, таблица 3,4];

   KHυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

             KHυ =1,05; [1, таблица 3,6]. 

                                    

Проверку контактного напряжения вычисляют по формуле

                                                              (27)

Силы, действующие в зацеплении вычисляют по формулам:

               – окружную силу Ft , Н

                                             Н                                                 (28)

– радиальную силу для шестерни, равную осевой для колеса Fr1, Н

             Fr1 = Fa2 = Ft· tgα·cosδ1 = 2378·tg20˚·cos 18˚26 ́= 821 Н                   (29)

– осевую силу для шестерни, равную радиальной для колеса Fa1, Н

             Fa1  = Fr2 = Ft· tgα·sinδ1 = 2378·tg20˚·sin 18˚26 ́= 274 Н                   (30)

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба вычисляют по

 формуле

 

                                           σF =                                             (31)

где KF – коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб;

     YF – коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от эквивален

             тных чисел зубьев;

      υF – коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности;

             υF = 0,85; [1,с.51].

            

Коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб KF, вычисляют по формуле                                                     

                          KF = K ·KFυ =1,38 ·1,35 = 1,86                                   (32)

где K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

              нагрузки по длине зуба;

                           K =1,38; [1, таблица 3,7];

    KFυ – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;

              KFυ =1,35; [1, таблица 3,8].

                                  

Коэффициент формы зубаYF, выбирается в зависимости от эквивалентных

 чисел зубьев:

– для шестерни     

                                                                            (33)      – для колеса

                                                                         (34)

YF1 = 3,88; YF2  = 3,60; [1,с.42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряже

  ниям изгиба [σF], МПа, вычисляют по формуле

                                                                                                    (35)

где σ°F lim b – предел выносливости, соответствующий базовому числу        

                    циклов;

                σ°F lim b = 1,8HB; [1, таблица 3,9];

          [SF] – коэффициент запаса прочности.

Предел выносливости σ°F lim b, МПа, для шестерни вычисляют по формуле

  

                             σ°F lim b = 1,8HB = 1,8·270 = 490 МПа                                (36)

               Предел выносливости σ°F lim b, МПа, для колеса вычисляют по формуле

                             σ°F lim b = 1,8HB = 1,8·245 = 440 МПа                               (37)

Коэффициент запаса прочности [SF], вычисляют по формуле

                                

                                  [SF] = [SF] ́́·[SF] ́́́ ́= 1,75·1,0 = 1,75                                   (38)

где [SF] ́́ – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала

                 зубчатых колёс;

                 [SF] ́́ =1,75; [1, таблица 3,9];                                                            

      [SF] ́́́ ́– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубча-

                того колеса;

                                 [SF] ́́́ ́= 1,0; [1,с.51].

Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость:

– для шестерни              

                                     [σF1] =  МПа  

– для колеса

                                   F2] =  МПа

                                 МПа

                                  МПа

Дальнейший расчёт ведётся для зубьев колеса, так как полученное отноше-

 ние для него меньше.

                    σF2 =

1.3 Предварительный расчёт валов редуктора

Расчёт выполняется на кручение по пониженным  допускаемым напряже-

 ниям, [τк] = 20 ÷25 МПа

Диаметр выходного конца ведущего вала dв1, мм, вычисляют по формуле

                             dв1 = мм                              (39)

              Чтобы ведущий вал можно было соединить с помощью МУВП с валом  эле-

 ктродвигателя dдв = 42 мм; [1, П2], примем dв1 = 30 мм, [1,с.162], диаметр под под-

 шипниками dп1 = 35 мм, диаметр под шестерней dк1 = 28 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала dв2, мм, вычисляют по формуле

                            мм                              (40)

Примем dв2 = 42 мм; диаметр под подшипниками dп2 = 50 мм; диаметр под

  колесом dк2 = 55 мм.

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

              Длину ступицы шестерни принимают b=мм

Коническое зубчатое колесо кованое: dae2 = 282,4 мм; b = 42 мм

Диаметр ступицы dст , мм, вычисляют по формуле

                              dст =1,6·dк2 =1,6 ·55 = 88 мм                                        (41)

Длину ступицы , мм, вычисляют по формуле

                      = (1,2÷1,5)·dк2  = (1,2÷1,5)·55 = 66÷82,5 мм                      (42)

Принимают  = 70 мм

Толщину обода δ0, мм, вычисляют по формуле

                     δ0 = (3÷4)·m = (3÷4)·3,73 = 11,19 ÷14,92 мм                        (43)

 

Принимают δ0 =12 мм

Толщину диска C, мм, вычисляют по формуле

                 C = (0,1÷0,17)· Re = (0,1÷0,17)·147 =14,7÷ 24,9 мм                  (44)

Принимают C =18 мм.

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщину стенок корпуса δ, мм, вычисляют по формуле

                        δ = 0,05· Re +1= 0,05·147+1 = 8,35 мм                               (45)

Примем δ = 10мм

Толщину стенок крышки δ1, мм, вычисляют по формуле

                        δ1 = 0,04· Re +1= 0,04·147+1= 6,88 мм                               (46)

Примем δ1 = 8 мм

Толщину верхнего пояса корпуса b, мм, вычисляют по формуле

                                b = 1,5·δ = 1,5·10 = 15 мм                                           (47)

Толщину верхнего пояса крышки b1, мм, вычисляют по формуле

                                     b1 =1,5·δ1 =1,5·8 =12 мм                                            (48)

Толщину нижнего пояса корпуса p, мм, вычисляют по формуле

                             p = 2,35·δ = 2,35·10 = 23,5 мм                                      (49)

Примем  p = 24 мм

Диаметр фундаментного болта d1, мм, вычисляют по формуле

                       d1 = 0,055· Re +12 = 0,055·147+12 = 20,085 мм                      (50)

Принимают болты с резьбой М20

Диаметр болта, крепящего крышку к корпусу у подшипника d2,мм, вычи-

  сляют по формуле

                    d2 = (0,7÷ 0,75)·d1 = (0,7÷ 0,75)·20 = 14÷15 мм                      (51)

Принимают болты с резьбой М16

Диаметр болта, соединяющего крышку с корпусом, d3,мм, вычисляют по

  формуле

                   d3 = (0,5÷ 0,6)·d1 = (0,5 ÷ 0,6)·20 = 10 ÷12 мм                         (52)

Принимают болты с резьбой М12.

1.6 Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зуб-

 чатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздель

 ное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удалён,

  и это затрудняет попадание масляных брызг. Также раздельная смазка предохраня-

  ет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяются от внутренней полости корпуса мазеуде-

  рживающими кольцами.

              Устанавливаем возможность размещения одной проекции – разрез по осям

  валов – на листе формата А1 (594 × 841 мм). Предпочтителен масштаб 1:1. Прово-

  дим посередине листа горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала. Намеча-

  ем положение вертикальной линии – оси ведомого вала.Из точки пересечения про-

  водим под углом δ = 71˚34 ́ осевые линии делительных конусов и откладываем на

  них отрезки  Re = 147 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и ко-

 лесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной

 относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах. Намечаем для валов ролико-

  подшипники конические однорядные лёгкой серии, сводим данные в таблицу 1;

  [1, П2].

    Таблица 1

Условное

обозначение

подшипника

d

D

T

C

C0

e

мм

кН

7207

35

72

18,25

38,5

26,0

0,37

7210

50

90

21,75

56,0

40,0

0,37

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно

 внутреннюю стенку корпуса на расстоянии  х1 = 10 мм от торца шестерни и отло-

 жив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у1 = 15 мм ( для размеще-

  ния мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать,

 что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нор-

  малей, проведённых к серединам контактных площадок

Расстояние между точкой пересечения нормалей и торцом подшипника а,

 мм, вычисляют по формуле

                                  16 мм                      (53)

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника, f1= 64 мм

Размер между реакциями подшипников ведущего вала c1, мм, вычисляют

 по формуле

                       c1 =(1,4 ÷ 2,3)·f1  = (1,4 ÷ 2,3)·64  = 89,6 ÷ 147 мм                              (54)

Принимают c1 =110 мм

Размещают подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутрен-

 нюю стенку корпуса на расстоянии x2 = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив

 зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у2 = 20 мм ( для размещения

  зеудерживающего кольца).

По формуле (53) а2 = 19 мм

Определяют замером размер А – от линии реакции подшипника до оси веду-

 щего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего

 вала и примем размер А ́=А=133 мм. Нанесём габариты подшипников ведомого ва-

 ла.

Определяют замером расстояния f2 = 68 мм; c1 =198 мм.

Очерчивают контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стен-

 кой и зубьями колеса, равный 15 мм.

Намечают положение звёздочки (на расстоянии у2  от торца подшипника) и

 замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника =100 мм.

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Силы, действующие в зацеплении:  Ft =2378 Н, Fr1 = Fa2 = 821Н, 

 Fa1= Fr2 = 274 Н.

Первый этап компоновки дал f1 = 64 мм; c1 =110 мм.

Реакции опор в плоскости xz

 

                                   Rx2 ·c1 = Ft ·f1                                                                                          

                    Rx2  =  = 1383 Н

                                 Rx1 ·c1 = Ft ·(c1 + f1)                                            

                 Rx1  = 3761 Н

Проверка: Rx2Rx1 + Ft  =1383 – 3761 + 2378 = 0

Реакции опор в плоскости yz

                               – Ry2 ·c1 + Fr1·f1 – Fa1·= 0                   

                           Ry2  = 378 Н

                            –Ry1·c1 + Fr1·(c1+f1) – Fa1·= 0                                   

                   Ry1  =  = 1199 Н

Проверка: Ry2Ry1 + Fr  =378 – 1199 + 821 = 0

Суммарные реакции Pr1, Pr2, Н, вычисляют по формулам

               Pr1 =3947 Н                                (55)

               Pr2 =1433 Н                                 (56)

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников S1,

 S2, Н, вычисляют по формулам

                       S1 = 0,83·e ·Pr1 = 0,83 · 0,37· 3947 =1212 Н                             (57)

                       S2 = 0,83·e ·Pr2 = 0,83 · 0,37· 1433 = 440 Н                              (58)

Осевые нагрузки подшипников при S1 > S2 ; Fa1 > 0

                                  Pa1 = S1 = 1212 Н

                      Pa2 = S1 + Fa1=1212 + 274 = 1486 Н

Отношение 1,03 > e, поэтому следу-

 ет учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентную нагрузку Pэ2, Н, вычисляют по формуле

                  Pэ2 = (XVPr2 + YPa2)·Kб·Kт = (0,4·1·1433 + 1,62·1486)·1·1=2,98 кН          (59)

где X – коэффициент радиальной нагрузки;

            X = 0,4; [1,с.   таблица 9,18];

     V – коэффициент при вращении внутреннего кольца;

           V= 1; [1, с.212];

    Y – коэффициент осевой нагрузки;  

          Y= 1,62; [1, с.  таблица 9,18];

   Kб – коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

            Kб = 1; [1, с.  таблица 9,19];                                                     

   Kт – температурный коэффициент;

                         Kт = 1; [1, с.  таблица 9,20].

Расчётную долговечность L, млн.об., вычисляют по формуле

 

                  L =  = 5060 млн.об.                (60)

Расчётную долговечность Lh, ч., вычисляют по формуле

                         Lh = 115 000 ч                                   (61)

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать

 36 000 часов, но не должен быть менее 10 000 часов. Найденная долговечность

 приемлема.

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная

Проведят проверку прочности соединения, передающего вращающий мо-

 мент от ведомого вала к звёздочке.

Сечение и длина шпонки b×h×=12×8×63, глубина паза t1 = 5,0 мм; [1,таб-

 лица 8,9].

Напряжение смятия , МПа, вычисляют по формуле

                              = 88,4 МПа                   (62)  

                                                        < [] = 100 МПа

1.9 Уточнённый расчёт ведущего вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметрич-

 ному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов – сталь 45 улучшенная;= 730 МПа; [1, таблица 3,3].

              Предел выносливости , МПа, при симметричном цикле изгиба вычисля-

  ют по формуле

                         ≈ 0,43·= 0,43 · 730 = 314 МПа                                     (63)

              Предел выносливости , МПа, при симметричном цикле касательных нап-

  ряжений вычисляют по формуле

                               

                             ≈ 0,58·= 0,58 · 314 = 142 МПа                                     (64)

Выбраем сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне.  

 Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника

 на вал.

Изгибающие моменты Mx , My, Н·мм, вычисляют по формулам

                    Mx = Ry2 ·c1 = 378·110 = 41,58 ·Н·мм                                 (65) 

                       My = Rx2 ·c1 = 1383·110 = 152,1·Н·мм                               (66)

Суммарный изгибающий момент M, Н·мм, вычисляют по формуле

 

                     M = =158 · Н·мм                (67)

Момент сопротивления сечения W, , вычисляют по формуле

                          W =  = 4,2·                                 (68)

Амплитуду нормальных напряжений , МПа, вычисляют по формуле

                              = = = 37 МПа                                (69)

                      

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sσ, вычисля-

 ют по формуле

                                         sσ  = = 3,26                                       (70)

где   – коэффициент концентрации нормальных напряжений;

      –  масштабный фактор для нормальных напряжений;

      – отношение для валов с напрессованными деталями при давлении

                          напрессовки  свыше 20 МПа;

                 = 2,6; [1, таблица 8,7].

Полярный момент сопротивления Wp, , вычисляют по формуле

                           Wp = 2W = 2· 4,2·= 8,4·                                (71)

Амплитуду касательных напряжений, МПа, вычисляют по формуле

                          = =  = 5,6 МПа                       (72)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям sτ, вычисля-

 ют по формуле

                               sτ  = = 15,7                            (73)

где  – коэффициент концентрации касательных напряжений;

       масштабный фактор для касательных напряжений;

     – отношение для валов с напрессованными деталями при давлении

                        напрессовки  свыше 20 МПа;

                    = 1,96; [1, таблица 8,7];

    – коэффициент для конструкционных сталей

               = 0,1; [1,с.166].

Коэффициент запаса прочности s, вычисляют по формуле

                        s = = 3,0                                      (74)

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше

 [s] = 1,5÷1,7. Учитывая требования жёсткости, рекомендовано [s] = 2,5 ÷ 3,0. Усло-

 вие s [s] выполнено.

1.10 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого коле-

 са в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения на всю длину зуба.

При контактных напряжениях σH = 467,3 МПа и средней скорости

 υ = 3,05 м/с вязкость масла должна быть равной 28 · /с; [1, таблица 10,8].

Принимаем масло индустриальное И–30А; [1, таблица 10,10].

Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом, закладыва-

 емым в подшипниковые камеры при монтаже.

Принимаем сорт мази – солидол марки УС–2; [1, таблица 9,14].

2 Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Число зубьев ведущей звёздочки z 3 , вычисляют по формуле

                             z 3 = 31– 2· = 31–2·3,75 = 23                                       (75)

Число зубьев ведомой звёздочки z 4 , вычисляют по формуле

                                 z 4  = z 3 · = 23·3,75 = 86                                          (76)

Уточнённое передаточное число зубчатой передачи , вычисляют по фор-

  муле

      

                                                 =  = 3,74                                               (77)

Расчётный коэффициент нагрузки  Kэ = 1,25; [1,с.299].

Шаг однорядной цепи t, мм, вычисляют по формуле

 

                     t ≥ = 25 мм                            (78)

где  – среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи;

               = 22 МПа; [1, таблица 7,18].

Принимаем цепь с шагом t = 25,4 мм; разрушающей нагрузкой Q = 60 кН;

  массой одного метра цепи q = 2,6 кг/м; проекцией опорной поверхности шарнира

 Aоп = 179,7 ; [1, таблица 7,15].

Скорость цепи υ, м/с вычисляют по формуле

                         υ = =2,37 м/с                                 (79)

Окружную силу Ftц, Н, вычисляют по формуле

                         Ftц  =  = 3056 Н                              (80)

Давление в шарнире p, МПа, вычисляют по формуле

                        p = = 21,2 МПа                                  (81)

Уточнённое давление в шарнире [p], МПа, вычисляют по формуле

                         [p] = 22·(1+ 0,01·(23-17)) = 23,3 МПа                                (82)

Условие p ≤ [p] выполнено.

Межосевое расстояние aц, м, вычисляют по формуле

                              aц = 50·t = 50·25,4 = 1,27 м                                           (83)

Силу, возникающую от центробежных сил Fυ, Н, вычисляют по формуле

                             Fυ  = q ·= 2,6 ·= 14,6 Н                                     (84)

Силу, возникающую от провисания цепи Ff, Н, вычисляют по формуле

                   Ff  = 9,81·kf ·q ·aц  = 9,81·1,5·2,6 ·1,27 = 48,5 Н                        (85)

где kf  – коэффициент, учитывающий расположение цепи;

            kf  = 1,5; [1,с.151].

Расчётную нагрузку на валы Fв, Н, вычисляют по формуле

                     Fв = Ftц + Ff  = 3056 + 2· 48,5 = 3153 Н                              (86)

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки dд3, мм, вычисляют

 по формуле

 

                           dд3 =  = 186 мм                                   (87)

Диаметр наружной окружности ведущей звёздочки Dе3, мм, вычисляют

 по формуле

                             Dе3 = t·( + 0,7) – 0,3·d1                                                    (88)

где d1 – диаметр ролика;

           d1 = 15,88 мм; [1, таблица 7,15].

                  Dе3 = 25,4·( + 0,7) – 0,3 ·15,88 = 198 мм

Коэффициент запаса цепи на растяжение s, вычисляют по формуле

                  s =  = 19,2                            (89)

Требуемый коэффициент запаса [s] = 8,5; [1, таблица 7,19]. Условие s ≥ [s]

 выполнено.

Диаметр ступицы ведущей звёздочки dст3, мм, вычисляют по формуле

                            dст3 = 1,6·dв2 = 1,6 · 42 = 68 мм                                        (90)

Длину ступицы ведущей звёздочки , мм, вычисляют по формуле

                  = (1,2÷1,5)·dв2 = (1,2÷1,5)·42 = 50,4 ÷ 63 мм                         (91)

Толщину диска ведущей звёздочки С1, мм, вычисляют по формуле

                         С1 = 0,93·BBH = 0,93 · 15,88 = 15 мм                                   (92)

где BBH – расстояние между пластинами внутреннего звена;

            BBH =15,88 мм; [1, таблица 7,15]

Расчет не выполнять


Содержание

Введение                                                                                                           4

1 Расчёт конического редуктора                                                                     5

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода                5

1.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора                                                       

1.3 Предварительный расчёт валов редуктора                                            

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса                                       

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора                                       

1.6 Первый этап компоновки редуктора                                                      

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала                       

1.8 Проверка прочности шпоночных соединений                                      

1.9 Уточнённый расчёт ведущего вала                                                        

1.10 Выбор сорта масла                                                                                 

2 Энергоресурсосбережение

Список литературы                                                                                        

                  

Приложение А Спецификация к сборочному чертежу                               

    

КП СП.00.00.000. ПЗ

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Астапов

Редуктор общего назначения

Пояснительная записка

Лит.

Лист

Листов

Пров.

Дмитриева

3

МГПК, гр. СП-204

Н. контр.

Утв.

5

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

23

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

20

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

16

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

13

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

12

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

11

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

9

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

6

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

10

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

19

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

14

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

15

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

17

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

22

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

18

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.

21

КПТМ 00.00.000.ПЗ

Листттт

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

EMBED MSWordArt.2 \s

Дата

Подп.

№докум

Лист

Изм.


Диплом на заказ


1. Смысл Петровских реформ в эпоху просвещения
2. Методичні рекомендації з дисципліни Митне право.html
3. . Определение культуры организации Концепция культуры имеет долгую и запутанную историю
4. вкладыш использовалась в СССР в связи с тем что в ранний период его существования некоторые страны не допуск
5. Лабораторная работа 10 Задание
6. Устойчивое развитие и высшее образование
7. Безотходные биотехнологии 5 курс спец
8. 091 Кафедра
9. Во имя жизни на земле для учащихся 58 классов
10. Пресвятая Богородице спаси нас Самоизмышленная пагуба покрыла есть всю землю Твою и мрак велии воцарис
11. Модуль 1 Розділ 1
12. ція на схемі Назва параметра Середовище місце відбору інформації Гранич
13.  Механизм индивидуального поведения Массив правонарушений складывается из многочисленных индивидуальны
14. Взаимодействие электронов с поверхностными акустическими волнами
15. Курсовая работа по теме- Исследование зависимости акцентуаций характера подростков от стиля семейного в
16. практикумом Учебная программа для специальности- 101 0201 Начальное образование 101 02 0202 Начальное о
17. Поставщик услуг который подключает к сети Интернет называется
18. Мировая экономика баритцелестинового сырья
19. ТАНЦЕВАЛЬНО-ИГРОВАЯ ГИМНАСТИКА «СА ФИ - ДАНСЕ» КАК СРЕДСТВО РАЗВИТИЯ ТВОРЧЕСКИХ СПОСОБНОСТЕЙ У ДОШКОЛЬНИКОВ
20. пси ижицу буквы стали писаться более округленно ~ перв реформа письма