0447 / 1 / Записка

Принимаем цепь приводную однорядную роликовую типа ПР по ГОСТ13568-

75 с параметрами [1, с. 151, таблица 7.19]:

- шаг t = 25,4 мм;

- разрушающая нагрузка Q = 60 кН;

- масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м;

- проекция опорной поверхности шарнира АОП = 179,7 мм2.

Определяем скорость цепи

J = z1 × t × n1 =

24 × 25,4 × 91,1 = 0,93 м / с,

60000

60000

Определяем окружную силу в передаче

Ftц = (Т1×ω1)/J = (192,92 × 9,54) / 0,93 = 1980 Н,

где

ω1 – угловая скорость ведущей звёздочки.

w

= p × n1

= 3,14 × 91,1 = 9,54 c−1

1

30

30

Проверяем давление в шарнире цепи

и дата

р =

Ftц × КЭ

=

1980 ×1,9

= 21 МПа

АОП

179,7

Подп.

Из расчёта видно, что расчётное давление в шарнире цепи меньше допускаемо-

го: р < [р] · kz = 24,5 · 1,07 = 26,2 МПа, следовательно выбранная цепь может быть ис-

дубл.

пользована.

Определяем межосевое расстояние передачи

Инв. №

ац = 40 × t = 40 × 25,4 = 1016 мм = 1,016 м

№

инв.

Определяем силы, действующие на цепь:

Взам.

- окружная Ftц = 1980 Н;

- от центробежных сил

дата

F = q × J2

= 2,6 × 0,932 ≈ 2,25 Н

и

ϑ

Подп.

- от провисания цепи

№ подп

Ff = 9,81 × kf × q × aЦ = 9,81 × 6 × 2,6 × 1,016 = 155,5 Н

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

22

Лист

№ докум

Подпись Дата

Изм.

dд1 =

t

=

25,4

= 194,6 мм

dд2 =

t

=

25,4

= 679,3 мм.

180°

180°

180°

sin

sin

sin

sin

180°

z1

z2

24

84

Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек

æ

180°

ö

æ

180°

ö

Dд1

ç

÷

× d1

= 25,4

× çctg

+ 0,7÷ - 0,3 ×15,88 = 205,95 мм,

= t × çctg

z1

+ 0,7÷ - 0,3

24

è

ø

è

ø

æ

180°

ö

æ

180°

ö

Dд2

ç

÷

- 0,3

× d1

= 25,4

× çctg

+ 0,7÷ - 0,3×15,88 = 691,85 мм

= t × çctg

z2

+ 0,7÷

84

è

ø

è

ø

дата

s =

Q

=

60000

= 28

Ftц × kД + Fϑ + Ff

1980

×1+ 2,25 +155,5

и

Подп.

где

Q = 60000 Н – разрушающая нагрузка [1, с. 147, таблица 7.16];

kД = 1 – коэффициент динамичности нагрузки [1, с. 149].

дубл.

Расчётный коэффициент запаса прочности цепи на растяжение s = 28 больше,

№

чем требуемый [s] = 8,1 [1, с. 150, таблица 7.19], следовательно, Условие s ³ [s] выпол-

Инв.

нено.

инв. №

Взам.

Подп. и дата

№ подп

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

23

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

161]

dB1 =

3

TI

=

3

19720

= 17

мм, согласуем с диаметром

0,2 ×[tK ]

0,2

× 20

ротора двигателя dВ1 = 28 мм.

Диаметр подшипников примем dП1=35 мм; шестерню выполняем заодно с ва-

лом.

датаи

Промежуточный вал:

Так как выходной конец промежуточного вала отсутствует, сразу определяем

Подп.

диаметр подшипников

dП2

=

3

T2

+ 7 = 3

86610

= 28 + 7 = 35 мм.

дубл.

0,2

×[tK ]

0,2

× 20

№

Диаметр в месте посадки ведомого колеса быстроходной ступени dК2=42 мм.

Инв.

№

Ведомый вал:

инв.

Взам.

dB3 = 3

T3

= 3

192920

= 36,4

мм, принимаем dВ2 = 40 мм.

и дата

0,2

×[tK ]

0,2 ×

20

Диаметр подшипников примем dП3=50 мм; диаметр под колесом dК3=55 мм.

Подп.

Определяем конструктивные размеры шестерни и колеса.

№ подп

Шестерня быстроходной ступени выполнена заодно с валом.

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

24

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

Диаметр ступицы

dСТ » 1,6×dК2 = 1,6×42 ≈ 67 мм;

Длина ступицы

lСТ =(1,2¸1,5)×dК2 ≈ (1,2¸1,5)×42 = 50¸63 мм

принимаем lСТ = 55 мм.

Толщина обода

d0 = (3¸4)×m = (3¸4)×2 = 6¸8 мм

принимаем d0 = 7,5 мм.

Толщина диска

С = (0,2¸0,3)×b = (0,2¸0,3) × 35 = 7¸11 мм

принимаем С = 8 мм.

d = d1 ≥ min {8 ; 0,025·aW + 1} = {8 ; 0,025×125 + 1} = min {8 ; 4,125} = 8 мм.

и дата

Толщина верхних фланцев (поясов) корпуса b и крышки b1:

Подп.

b ≥ min {8 ; 1,5×d} = min {8 ; 1,5×8} = min {8 ; 12} = 12 мм

Принимаем b = 16 мм и b1 = 12 мм (толщина b относится к нижней детали сты-

дубл.

ка, b1 – к верхней).

Толщина нижнего фланца (пояса) корпуса

Инв. №

р ≥ 2,35d = 2,35×8 = 18,8 мм; принимаем p = 20 мм

№

инв.

Определяем диаметры болтов:

Взам.

- фундаментных

и дата

d1 ≥ (0,03…0,036)·aW + 12 = (0,03…0,036)·125 + 12 = 15,8…16,5 мм

принимаем d1 = М16;

Подп.

- болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников

№ подп

d2 = (0,7¸0,75)d1 = (0,7¸0,75)×16 = 11,2 … 12 мм; принимаем d2 = М12;

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

25

Лист

№ докум

Подпись Дата

Изм.

Условное обозначение подшипника

d

D

T

C

C0

е

мм

кН

7207А

35

72

18,25

48,4

32,5

0,37

7210А

50

90

21,75

70,4

55

0,37

D1

= Т1

+ (d1 + D1) × e1

= 18,25 +

(35 + 72) × 0,37 = 16 мм.

и дата

2

6

2

6

- для однорядных конических роликоподшипников 7210А

Подп.

дубл.

D2

= Т2

+ (d2 + D2 )e2

= 21,75 +

(50 + 90)0,37 = 19,5 мм.

2

6

2

6

Инв. №

5.2

Проверка долговечности подшипников

инв. №

Строим расчетную схему ведущего вала (рисунок 2)

Взам.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.

и дата

S2 = 0,83×е×Рr2 = 0,83×0,37×513 = 158 Н;

S1 = 0,83×е×Рr1 = 0,83×0,37×426 = 131 Н;

Подп.

здесь для подшипников 7207А параметр осевого нагружения е = 0,37.

№ подп

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

26

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

Подп. и дата

дубл.

Инв. №

инв. №

Взам.

Подп. и дата

№ подп

Рисунок 2 – Определение опорных реакций вала I

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

27

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

10

10

æ

C

ö 3

æ 48,4 ö 3

ç

÷

= ç

÷

» 2022300 млн. об

L = ç

÷

датаи

è PЭ2

ø

è

0,621ø

Определяем расчетную долговечность, ч.

Подп.

Lh =

L ×106

=

2022300 ×106

60 × n

60 × 949

» 35516300 ч

№ дубл.

где n = 949 об/мин – частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Инв.

Отношение Pa1

= 131

= 0,31 < e = 0,37 ,

поэтому при подсчете эквивалентной

№

P

426

r1

инв.

нагрузки осевые силы не учитывают.

Взам.

Эквивалентная нагрузка

и дата

РЭ1 = V×Pr1×Кб×Кт = Pr1 = 426 Н = 0,426 кН

где

V = Кб = Кт = 1 [1, с. 213, таблица 9.18.].

Подп.

Определяем расчетную долговечность, млн. об.;

10

10

№ подп

L = (С/ PЭ4 ) 3 = (48,4/ 0,426)3

» 7103100 млн. об.

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

28

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

Определяем расчетную долговечность, ч.

Lh =

L ×106

=

7103100 ×106

» 124748400 ч.

60

× n

60 × 949

Найденная долговечность приемлема.

Сравнение расчетных схем быстроходного и промежуточного валов (рисунки 2

и 3) дает возможность сделать вывод, что при использовании одинаковых подшипни-

ков в опорах валов I и II, долговечность подшипников вала II будет обеспечена, так как

расчет опор вала I выявил значительный запас долговечности.

Строим расчетную схему ведомого вала (рисунок 3)

Осевая составляющая радиальной реакции более нагруженного левого под-

шипника

S5 = 0,83×е×Рr5 = 0,83×0,37×5986 = 1838 Н;

Осевае нагрузка подшипника

Ра5 = S5 = 417 Н;

Отношение Pa5

= 417

= 0,07 < e = 0,37 , поэтому при подсчете эквивалентной

P

5986

r5

нагрузки осевые силы не учитываем.

и дата

Эквивалентная нагрузка

Подп.

РЭ5 = V×Pr5×Кб×Кт = Pr5 = 5986 Н = 6 кН

дубл.

Определяем расчетную долговечность, млн. об.;

10

10

№

L = (С/ PЭ4 )3

= (70,4/ 6)3

» 3670 млн. об.

Инв.

инв. №

Определяем расчетную долговечность, ч.

Взам.

Lh = L ×106 /(60 × n) = 3670 ×106 /(60 × 91) » 672160 ч.

и дата

где n = 91 об/мин – частота вращения ведомого вала.

Найденная долговечность подшипников приемлема.

Подп.

№ подп

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

29

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

Подп. и дата

дубл.

Инв. №

инв. №

Взам.

Подп. и дата

Рисунок 3 – Определение опорных реакций вала II

№ подп

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

30

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.

Подп. и дата

дубл.

Инв. №

инв. №

Взам.

Подп. и дата

№ подп

Рисунок 4 – Определение опорных реакций вала III

КР-0206996-151001-58-11

Лист

Инв.

31

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Изм.