9.Выбор муфты.

Выбираем муфту МУВП- 45 [4,c.370]

Рис. 9.1. Эскиз муфты МУВП- 45

10. Расчет клиноременной передачи.

P=3000 Вт; n=1435 мин^-1; i=2,9;

где i- передаточное отношение

10.1. По графику (12,23) [3,с.271] рекомендуемое сечение ремня А.

10.2. По графику (12,25) [3,с.272] учитывая условия задания по габаритам и рекомендацию (12,31) [3,с.273] принимаем d_p1=90 мм и находим Р₀- номинальная мощность передаваемая одним ремнем

Р₀=1,2 КВт

10.3. Расчет геометрических параметров передачи d_p2=d_p1·i (10.1)[3,c.274)

d_p2=90·2,9=250 мм

По рекомендации (12,29)[3,с.273] предварительно принимаем а^¢=d_p2=250 мм

L^¢=2·а+0,5·p(d₂+d₁)+(d₂-d₁)²¤4·a (10,2)[3,c.254]

где L^¢- предварительная длина ремня

L^¢=2·250+0,5·3,14·(250+90)+(250-90)²¤(4·250)»1092

L=1120 мм; [3,с.271]

а= (10.3)[3,с.254]

где а- межосевое расстояние

а=282 мм

a=180-57·(250-90)¤282 (10.4)[3,c.257]

где a- угол обхвата

a=148°

10.4. Определяем мощность передаваемую одним ремнем. (Р_Р)

Р_Р= Р₀·С_a·С_L·C_i¤C_P (10.5)[3,c.272]

C_a=0,91 [3,c.272]

C_P=1,1 [3,c.273]

C_L=0,91 [3,c.273]

C_i=1,14 [3,c.273]

P_p=1,2·0,91·0,91·1,14¤1,1=1,03 КВт

10.5. Определяем число ремней (Z)

Z=P¤P_p·C_Z (10.6)[3,c.273]

где C_Z- коэффициент числа ремней

C_Z=0,95 [3,с.273]

Z=3¤(1,03-0,95)»3

при n=p·d_p1·n₁¤60=p·0,09·1435/60 (10,7)[3,c.275]

n=6,76 м¤с

F_n=P·A·n²=1250·81·10^-6·6,76² (10,8)[3,c.275]

F_n=4,6 H

F₀=0,85·P·C_P·C_e/(Z·n·C_a·C_i­)+ F_n (10,9)[3,c.274]

F₀=0,85·3·10³·1,1·0,91¤(3·4,6·0,9·1,14)+4,6

F₀=135 H

10.7. Определяем силу действующую на вал при b¤2=(180-a)¤2=16° (10,10)

В статическом состоянии

F_r=2· F₀·Z·Cos(b¤2) (10,11)[3,c.275]

F_r=2·135·3·Cos(16°)=779 H

при n=1435 мин^-1

F_r=779-2·F_n·Z (10,12)

F_n=779-2·4,6·3=7514 H

В данном случае влияние центробежных сил мало

10.8. Ресурс наработки ремней

Т=Т_срК₁·К₂ (10.13)[3,с.274]

где Т_ср=2000 ч [3,с.274]

К₁- коэффициент режима нагрузки =1

К₂- коэффициент кинематических условий =1

Т=Т_ср=2000ч

Выбираем профиль канавок шкивов по [2,с.261]

11. Проверочный расчет подшипников.

срок службы L_k=10162ч

режим нагрузки (II) [3,c.172]

допускается двукратная перегрузка

температура подшипника t<100°c

11.1. Проверка подшипников ведущего вала.

F_r1=

F_r1=

F_r2=

F_r2=

n=494,83 об¤мин

F_a=-246,45

Ранее был выбран подшипник 7206 для которого С=29800Н; С₀=22300Н

S₁=0,2·b·F_r1 (11,1)[3,c.340]

где S₁- суммарная осевая нагрузка

S₁=0,2·b·2917=816,76H

S₂=0,2·b·F_r2 (11,2)

S₂=0,2·b·3500=980H

Принимаем F_a1= S₁=816,76H

F_a2= S₁- F_a (11.3)[3,c.339]

F_a2=816,76-(-246,45)=1063,21H

11.1.1. Определяем эквивалентную нагрузку Р_r.

Р_r=(X·n·F_r+Y·F_a)·K_s·K_T (11.4)[3,c.335]

где X,Y- коэффициент радиальной и осевой нагрузок

n- коэффициент вращения

К_s- коэффициент безопасности

К_т- коэффициент температуры

Х=1; Y=0; n=1;

K_s=1,3; K_T=1;

P_r2=F_r2·1,3=3500·1,3=4550H

P_r1=F_r1·1,3=2917·1,3=3792,1H

т.к. P_r2> P_r1 раасчитывается только второй подшипник

L_HE=K_HE·L_H (11.5)[3,c.336]

где L_HE- эквивалентная долговечность

K_HE- коэффициент режима нагрузки

K_HE=0,25 [3,с.173]

L_HE=0,25·10162=2540,5

L_E=60·10^-6·n·L_HE (11.6)[3,c.336]

L_E=60·10^-6·494,83·2540,5=75,43 млн. об

C=P_r2· (11.7)[3,c.322]

где а₁- коэффициент надежности

а₂- коэффициент совместного влияния качества метала и условий эксплуатации

Р=3,33; а₁=1; а₂=1; [3,с.333]

С=4550· =16666

Что существенно меньше допустимого значения С.

11.1.2. Расчет ресурса подшипника

L_E=(C/P_r)^3,33 (11.8)[1]

L_E=(29800¤4550)^3,33=522,4 млн об

L_НЕ=522,4·10⁶¤60·494,83=17595ч

L_Н=17595¤0,25=70380 >L_Н=10162

Условия соблюдаются подшипник пригоден для использования в данных условиях

11.2. Проверочный расчет подшипника промежуточного вала

n=197,92

F_r1=

F_r1=

F_r2=

F_r2=

F_a=-585,77H

d=35мм

Ранее был выбран подшипник 7207 для которого

С=35200Н; С₀=26300Н;

S₁=0,28·F_r1=0,28·16,9=4,732

S₂=0,28·F_r2=0,28·2050=574

Принимаем F_a1=S₁=4,73

F_a2=S₁-F_a=4,73-(-585,77)=590,5

11.2.1. Определяем эквивалентную нагрузку.

К_т=1; К_s=1,3; n=1; [3,с.335]

X₁=0,45; Y₁=1,62; [3,с.335]

X₂=1; Y₂=0 [3,с.335]

P_r1=(0,45·16,9+1,62·585,77)·1,3=1243,5

P_r2=2050·1,3=2665

т.к. P_r2> P_r1 рассчитываем только второй подшипник

L_E=60·10^-6·197,92·2540,5=30,17

11.2.2. Расчет динамической грузоподъемности

С=2665· =7413,4

что существенно меньше допустимого

11.2.3 Ресурс подшипника.

L_E=(35200¤2665)^3,33=5400 млн. об

L_НЕ=5400·10⁶¤(60·197,92)=454729

L_Н=454729¤0,25=1818917ч > L_Н=10162ч

Все условия соблюдаются подшипник удовлетворяет требованиям конструкции.

11.3. Проверочный расчет подшипника выходного вала.

n=70,69 об¤мин

F_r1=

F_r1=

F_r2=

F_r2=

Ранее был выбран подшипник 210 для которого С=27500Н; С₀=20200Н;

Расчет ведем только для подшипника 2, как наиболее нагруженного.

11.3.1. Определяем эквивалентную нагрузку P_r(по формуле 11.4)

P_r2=9406·1,3=12227,8

L_E=60·10^-6·70,69·2540,5=10,8

11.3.2. Расчет динамической грузоподъемности

С=12227,8· =27028,5 [3,с.340]

что меньше допустимого значения С

11.3.3. Расчет ресурса подшипника

L_E=(27500¤12227,8)³=11,4

L_HE=11,4·10⁶¤(60·70,69)»2688

L_H=2688¤0,25=10752ч > L_H=10162ч

Все условия соблюдаются данный подшипник удовлетворяет требованиям.

12. Проектирование натяжного устройство.

Рис. 12.1. Эскиз привода

Рис. 12.2. Эскиз крепления двигателя к плите

Выбираем натяжное устройство с качающейся плитой. [2,с.267-270]

Натяжение ремней в этом случае производится откидным шарнирным болтом.

13. Проектирование рамы крепления к полу.

b₀=b_op=8 мм

Рис. 13.1. Эскиз рамы

Принимаем швеллер №8

Выбираем косые шайбы

Рис. 13.2. Эскиз швеллера

Для крепления рамы к полу выбираем простейший фундаментальный болт с изогнутым концом.

L₁=8×d (13.1)[2,c.318]

L₁=8×16=128 мм

L₂=4×d (13.2)[2,c.318]

L₂=4×16=64 мм

b=(6..8)×d (13.3)[2,c.318]

где b- ширина колодца для размещения болта.

b=6×16=96 мм

H»20×d (13.4)[2,c.318]

где H- глубина заложения болта.

H»20×16=320 мм

h=32 мм [2,c.317]