Fr1 = ((Fr1x)2 + (Fr1у)2)1/2 + Fr1k

Fr2 = ((Fr2x)2 + (Fr2у)2)1/2 + Fr2k

Fr2 = 1519,72 H

Fr1 = 635,38 H

Подбор подшипника

5.1) Предварительный выбор подшипника

За основу берем роликовый подшипник № 7207А

d = 35 мм

e = 0,37

Y = 1,6

Динамическая грузоподъемность Сr = 48,4 кН

5.2) Находим необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы

Fa1min = 0,83*e* Fr1 = 0,83*0,37*635,4 = 195,13 H

Fa2min = 0,83*e* Fr2 = 0,83*0,37*1519,7 = 466,7 H

Находим осевые силы нагружающие подшипники

Fa2 = Fa2min = 195,13 H

Fa1 = Fa2 + FA =195,13 + 321,48 = 516,61 H > Fa1min

5.3) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KKt,

где V - коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,4.

Kt - температурный коэффициент, Kt = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr1 = 635,4 H

Fr2 = 1519,7 H

Fa1 = 195,13 H

Fa2 = 466,7 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Анализ влияния осевых составляющих:

Fa1/(V* Fr1) = 195,13/(1*635,4) = 0,307, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0

Fa2/(V* Fr2) = 466,7/(1*1519,7) = 0,307, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0

Pr1 = 635,4*1*1,4 = 889,6 H

Pr2 = 1519,7*1*1,4 = 2127,6 H

5.4) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

Pэr = КЕ*Pr,

где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы - 5, то КЕ = 0,4.

Pэr1 = 0,4*889,6 = 355,84 Н.

Pэr2 = 0,4*2127,6 = 851,04 Н.

5.5) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L10h = a1*a23*(106/60*n)*(Cr/Pэr)p,

где p - показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 10/3,

a1 - коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a1 = 1,

a23 - коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,6.

L10h = 1*0,6*(106/60*1161,7)*(48400/851,07)3,33 6,09*106 часов.

L10h = 6,09*106 часов L = 10000 часов.

Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 851,07/48400 = 0.0175 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника - к5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.

5.3. Расчет подшипников на быстроходном валу

5.3.1. Определение сил, нагружающих подшипники

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных через середины контактных площадок. Так как подшипники конические, то эта точка расположена на торце подшипника.

Диаметр вала под подшипник

dп = 35 мм

2) Диаметр вала под колесо

-------------

3) Консольная сила действующая на вал

Fk = 184,56 H

4) Определение радиальных реакций в опорах

4.1) Радиальные реакции в горизонтальной плоскости

М(F)1 = 0

Fr2x*l2 + Ft*l1 = 0

Fr2x = 218,23 H

Fr1y = Ft - Fr2x

Fr1y = 1432,35 H

4.2) Радиальные реакции в вертикальной плоскости

М(F)1 = 0

-Fr1x*l - FА*0,5*d +FR*(l2+l1) = 0

Fr1x = -204,96 H

Fr2x = -FR - Fr1x

Fr2x= 368 H

4.3) Реакции от консольной нагрузки

Frk1=208,25 H

Frk2=392,8 H

4.4) Полная реакция в опорах

Fr1 = ((Fr1x)2 + (Fr1у)2)1/2 + Fr1k

Fr2 = ((Fr2x)2 + (Fr2у)2)1/2 + Fr2k

Fr2 = 814,09 H

Fr1 = 1657,19 H

Подбор подшипника

5.1) Предварительный выбор подшипника

За основу берем роликовый подшипник № 7207А

d = 35 мм

e = 0,37

Y = 1,6

Динамическая грузоподъемность Сr = 48,4 кН

5.2) Находим необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы

Fa1min = 0,83*e* Fr1 = 0,83*0,37*1657,2 = 508,25 H

Fa2min = 0,83*e* Fr2 = 0,83*0,37*814,09 = 249,98 H

Находим осевые силы нагружающие подшипники

Fa2 = Fa2min = 249,98 H

Fa1 = Fa1 + FA = 249,98 + 990,58 = 1240,58 H

5.3) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KKt,

где V - коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,4.

Kt - температурный коэффициент, Kt = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr1 = 1657,19 H

Fr2 = 814,09 H

Fa1 = 1240,58 H

Fa2 = 249,98 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Fa1/(V* Fr1) = 1240,58/(1*1657,2) = 0,75, что больше "e"

Следовательно X = 0,4 и Y = 1,6

Fa2/(V* Fr2) = 250/(1*814,09) = 0,307, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0

Pr1 = (1*0,4*1657 + 1,6*1240,58)*1*1,4 = 3706,8 H

Pr2 = 814*1*1,4 = 1139,6 H

5.4) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

Pэr = КЕ*Pr,

где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы - 5, то КЕ = 0,4.

Pэr1 = 0,4*3706,8 = 1482,72 Н.

Pэr2 = 0,4*1139 = 455,8 Н.

5.5) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L10h = a1*a23*(106/60*n)*(Cr/Pэr)p,

где p - показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 10/3,

a1 - коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a1 = 1,

a23 - коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,6.

L10h = 1*0,6*(106/60*2753)*(48400/1482,72)3,33 403782 часов.

L10h = 403782 часов L = 10000 часов.

6) Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 1482,72/48400 = 0.0306 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника - к5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.

5.4. Расчет подшипников на приводном валу

5.4.1. Определение сил, нагружающих подшипники

В конструкции данного узла применены радиальные сферические подшипники, связи с наличием значительных осевых смещений приводного вала из-за неравномерности нагружения ковшей элеватора, более того установка подшипников производится в разные корпуса, сл-но невозможно точно расположить корпуса в пространстве и вместе с тем их идентично изготовить.

1) определение силы, действующей на вал со стороны барабана

Fв = F1 +F2

Fв = (F12 + F22 + F1 F2cos)1/2,

Где - угол между ветвями ремня, = 0.

F1, F2 - натяжение ветвей.

Для нахождения сил натяжения ветвей, решим систему уравнений:

Ft = F1 - F2 = 2,5

F1/F2 = е -f

- угол охвата ремнем барабана, = 180.

f - коэффициент трения, f = 0,3.

F1 - F2 = 2,5

F1/F2 = 1/0,5878

Отсюда F1 = 6,07 кН,

F2 =3,57 кН.

Тогда Fв = 8,5 кН,

Fв = 8,5 кН.

1)вертикальная плоскость

По рекомендации принимаем консольную нагрузку от действия обгонной муфты Fк2=50*Tпр = 1,05 кН ;

Fr2y=(Fв*(l2+l3)/2 - Fк*l5) / l4;

Fr2y =5,43 кН.

Fr1y=4,12 кН.

3) плоскость консольной силы действующей со стороны ведомой звездочки

Fk =3359 Н.

4) Реакции в опорах от консольной силы

М(F)1 = 0

Fk*(l1 +l4)- Fk1*l4 = 0,

Fk2 = 3,68 кН.

F = 0

Fk + Fk2 - Fk1 = 0 ; Fk2 =0,33 кН.

Полная радиальная реакция находится для наиболее неблагоприятного направления сил.

Fr1 = (Fr1y2 + Fк2 + Fr1y Fкcos)1/2,

=30- угол подъема цепной передачи над уровнем поверхности крепления редуктора к раме транспортера.

Fr1 = 6,5 кН.

Fr1 = 6,5 кН.

Fr2 = 5,3 кН.

Fr2 = 5,3 кН.

Fa = 0 .

6) Подбор подшипников

Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Так как частота вращения приводного вала nпр 10 об/мин, то выбор подшипника ведем по динамической грузоподъемности.

Подбор выполняем по наиболее нагруженной опоре, в нашем случае это опора 1.

6.1) Предварительный выбор подшипника

За основу берем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник № 1208

d = 40 мм

D = 80 мм

B = 18 мм

Динамическая грузоподъемность Сr = 19,3 кН

Статическая грузоподъемность Соr = 8,8 кН.

6.2) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KKt,

где V - коэффициент вращения кольца, V = 1,2, так как вращается внешнее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,4.

Kt - температурный коэффициент, Kt = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr = 6,5 H

Fa = FA = 0 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Fa/Cor = 0/10000 = 0

Fa/(V*Fr) = 0/(1,2*6296,4) = 0, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0 Pr = 6,5*1,4 = 9,1 кH

6.3) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

Pэr = КЕ*Pr,

где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы - 5, то КЕ = 0,4.

Pэr = 0,4*9,1 = 3,6 кН.

6.4) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L10h = a1*a23*(106/60*n)*(Cr/Pэr)p,

где p - показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 3,

a1 - коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a1 = 1,

a23 - коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a23 = 0,55.

L10h = 1*0,55*(106/60*134,5)*(19300/3600)3 10501 часов.

L10h = 10501 часов L = 10000 часов.

6) Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 3600/19300 = 0,186 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника - k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - H7.

6. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насажанные на них детали: зубчатые колеса, барабан и полумуфты. При расчетах принимают, что насажанные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали - 45, 40Х.

6.1. Тихоходный вал.

6.1.1. Расчет тихоходного вала на прочность.

Марка стали тихоходного вала - Сталь 45.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

В расчете используется коэффициент перегрузки

Кп = Тmax/Т,

где Тmax - максимальный кратковременно действующий вращающий момент (момент перегрузки),

Т - номинальный (расчетный) вращающий момент.

Для выбранного ранее двигателя Кп = 2,2.

По рассчитанным ранее реакциям в опорах и известных силах, действующих на валах строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюру крутящего момента. Данные эпюры были приведены ранее, при определении реакций в опорах подшипников.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

При анализе эпюры изгибающих моментов, приходим к выводу, что нас интересуют 2 сечения, представляющих опасность, оценку их значимости будем производить по величинам нормальных и касательных напряжений, т.к. имеем разные моменты сопротивления.

= 103*Mmax / W + Fmax / A,

= 103*Mkmax/Wk,

где M1max = Кп*М = 108,5*2,2 = 238,7 Нм.

F1max = Кп*Fa = 2,2*484,5 = 1066 Н.

W = *D3 /32,- сечение круглое для контактной поверхности колеса и вала.

где D1 = 40 мм,

W1 = 6283,2 мм3

W1k = 2*W = 12566,4 мм3.

А = *d2/4,

A1 = 1256,6 мм2

1 = 38,8 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*184,9 = 407 Нм.

1= 32,4 МПа.

Переходим к рассмотрению следующего сечения:

где M2max = Кп*М2 = 229 Нм.

F2max = Кп*F2a = 1066 Н.

W = *D3 /32,- сечение круглое для контактной поверхности колеса и вала.

где D2 = 35 мм,

W2 = 4209,25 мм3

W2k = 2*W = 8418,5 мм3.

А = *d2/4,

A2 = 962,1 мм2

1 = 55,5 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*184,9 = 407 Нм.

2= 48,3 МПа.

Оценивая нагруженность участков, приходим к выводу, что наиболее нагружен участок вала под первой опорой подшипника.

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sт = т/, т = 540 МПа.

Sт = т/, т = 290 МПа.

Sт = 540/55,5 = 9,7

Sт = 290/48,3 = 6

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 [Sт] = 1,3…2

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 = 9,7*6/( 9,72 + 36)1/2 = 5,11

Получили, что

Sт = 5,11 [Sт] = 1,3…2

6.1.2. Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности.

S = S*S/( S2 + S2)1/2 [S] = 1,5…2,5

Где S,S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

S = -1D/(a + D*m), S = -1D/(a + D*m),

Здесь a, a - амплитуды напряжений цикла,

m, m - средние напряжения цикла,

D, D - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что напряжения изменяются по симметричному циклу нагружения: a = и и m = 0, а касательные напряжения - по отнулевому циклу: a = к /2 и m = к /2.

Тогда

S = -1D/a,

Напряжения в опасных сечениях вычисляются по формулам

a = и = 103*М/W; a = к /2 = 103*Мк/(2*WК).

Подставляя, получаем

a = и = 54,4 МПа.

a = к /2 = 24,15 МПа.

Пределы выносливости в рассматриваемом сечении

-1D = -1/КD, -1D = -1/ КD,

где -1, -1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

КD, КD - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения КD ,КD вычисляются по зависимостям

КD = (К/ Кd + 1/ КF - 1)/ КV,

КD = (К/ Кd + 1/ КF - 1)/ КV,

Где К, К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd, Кd - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF, КF - коэффициенты влияния качества поверхности;

КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Так как у нас шлицевое соединение, то

К/ Кd = 3,87;

К/ Кd = 2,34;

КF = 0,88; КF = 0,93

КV = 2,6- продлен участок вала под закалку ТВЧ до посадочной поверхности подшипника для упрочнения поверхности опасного сечения.

Тогда имеем

КD = (3,87 + 1,14 - 1)/2,6 = 1,54

КD = (2,34 + 1,08 - 1)/2,6 = 0,93

-1D = -1/КD = 360/1,54 = 233,8 МПа,

-1D = -1/ КD = 200/0,93 = 215,05 МПа.

D = / КD = 0,09/0,93 = 0,097.

Получаем

S = -1D/a = 233,8/54.5 = 4,3

S = -1D/(a + D*m) = 8,12,

Тогда коэффициент запаса

S = S*S/( S2 + S2)1/2 = 4,3*8,12/( 4,32 + 8,122)1/2 = 3,8

S = 3,8 [S] = 1,5…2,5 - по сопротнвлению усталости проходит.

6.2. Промежуточный вал.

6.2.1. Расчет промежуточного вала на прочность.

Марка стали промежуточного вала - Сталь 40ХН

= 103*Mmax / W + Fmax / A,

= 103*Mkmax/Wk,

Наиболее нагружен участок вала цилиндрической шестерни

где Mmax = Кп*( М1г2 + М1в2)1/2 = 2,2*( 44,22 + 14,32)1/2 = 102,3 Нм.

Fmax = Кп*FaТ = 2,2*516,6 = 1136,5 Н.

Так промежуточный вал является валом - шестерней, то его момент сопротивления при изгибе и кручению будут равны

W = 2*J/da, Wk=2*W;

Где J - осевой момент инерции пи расчетах на жесткость,

da - диаметр вершин зубьев.

J = *(j*d4 - d04)/64,

j принимают в зависимости от коэффициента смещения и числа зубьев, (х = 0, z = 22) j = 0,95

d = 45 мм.

dа = 49 мм,

d0 = 0.

W = 7805,08 мм3.

Wk = 2*W = 15610,2 мм3.

А = *(S*d2 - d02) ;

S принимают в зависимости от коэффициента смещения и числа зубьев, S = 0,96.

А = 1526,8 мм2.

= 103*102,3/7805 + 1136,05/1526,8 = 13,85 МПа,

= 13,85 МПа.

Мkmax = Кп*Тпр = 2,2*54,6 = 120,12 Нм.

= 103*120,12/15610 = 7,69 МПа.

= 7,69 МПа.

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sт = т/, т = 750 МПа.

Sт = т/, т = 450 МПа.

Sт = 750/13,85 = 54,15

Sт = 450/7,69 = 58,5

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 [Sт] = 1,3…2

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 = 54,15*58,5/( 54,152 + 58,52)1/2 = 39,37

Получили, что

Sт = 39,37 [Sт] = 1,3…2

Более дешевый, а соответственно и менее прочный материал выбрать нельзя из-за ограничений, налагаемых цилиндрической зубчатой передачей.

6.3. Быстроходный вал.

6.3.1. Расчет быстроходного вала на прочность.

Марка стали тихоходного вала - Сталь 40ХН.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

= 103*Mmax / W + Fmax / A,

= 103*Mkmax/Wk,

где Mmax = Кп*Мк = 30,08*2,2 = 66,19 Нм.

Fmax = Кп*Fa = 2,2*1179 = 2594 Н.

W = *d3/32 = 4209 мм3,

Wk = 2*W = 8418 мм3.

А = *d2/4 = 962,1 мм2.

= 103*66,19/4209 + 2594/962,1 = 8,42 МПа,

= 8,42 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 2,2*23 = 50,6 Нм.

= 103*50,6/8418 = 6 МПа.

= 6 МПа.

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sт = т/, т = 640 МПа.

Sт = т/, т = 380 МПа.

Sт = 640/8,42 = 76

Sт = 380/6 = 63,22

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 [Sт] = 1,3…2

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 = 48,6

Получили, что

Sт = 48,6 [Sт] = 1,3…2

Более дешевый, а соответственно и менее прочный материал выбрать нельзя из-за ограничений, налагаемых конической зубчатой передачей.

6.4. Приводной вал.

6.4.1. Расчет приводного вала на прочность.

Марка стали приводного вала - Сталь 45.

= 103*((Mymax / Wy)+(Mkmax/Wk)),

= 103*Mkmax/Wk,

где Mymax = Кп*Мy = 2,2*618 = 1359.6 Нм.

Mkmax = Кп*Мk = 2,2*94 = 206.8 Нм.

Параметры шпоночного паза: b=12, h=8, d=42

Wy = (*d3/32)-b*h*(2*d-h)2/16*d =6444,74 мм3,

Ввиду громоздкости расчетов Wk принимаем его равным Wy,

Wк = *d3/16 - b*h**(2*d-h)2/16*d = 13714,6 мм3.

= 103*618/6444,74 + 94/6444,74 = 110,4 МПа,

= 110,4 МПа.

Мkmax = Кп*Т = 976,25 Нм.

= 103*976,25/13714,6 = 71,2 МПа.

= 71,2 МПа.

Рассчитаем частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sт = т/, т = 650 МПа.

Sт = т/, т = 390 МПа.

Sт = 650/110,4 = 5.88

Sт = 390/71.2 = 5.48

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 [Sт] = 1,3…2

Sт = Sт*Sт/( Sт2 + Sт2)1/2 = 5.88*5.48/( 5.882 + 5.482)1/2 = 4,008

Получили, что

Sт = 4,008 [Sт] = 1,3…2

7. Выбор смазочных материалов.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения:

НТ = 554,7 МПа,

НБ = 616,87 МПа.

Определим окружную скорость:

V = 2**a*n/6*104*(u 1),

а = 100 мм. - межосевое расстояние.

uТ = 3,46

uБ = 2,38

nТ = 336,25 об/мин,

nБ = 2730 об/мин.

«+» - так как зацепление внешнее.

VТ = 2*3.14*100*336.25/6*104*(3.46 + 1) = 0,79 м/с,

VБ = 2*3.14*100*2730/6*104*(2,38 + 1) = 8,45 м/с.

t = 40 С

Вязкость масла определяем по контактным напряжениям и окружной скорости быстроходного колеса:

К = 40 мм2/с,

Марка масла И - Г - А - 46 .

Это обозначает:

И - индустриальное,

Г - для гидравлических систем,

А - масло без присадок,

32 - класс кинематической вязкости.

Так как у нас есть окружная скорость V 1 м/с , то в масло необходимо погрузить оба колеса ступеней.

Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются брызгами.

8. Расчет муфт

8.1.1. Выбор блокирующего устройства

Для предотвращения движения поднятого груза, находящегося в ковшах элеватора в обратном направлении, необходимо блокирующее устройство. В этом качестве используем обгонную муфту. Вышеназванное устройство воспринимает момент с приводного вала посредством шпоночного соединения. При вращении вала в блокирующем направлении момент передается через звездочку, обойму и, находящиеся между ними в клине, ролики. Далее нагрузка уходит в корпус и затем в раму транспортера.

Наиболее опасным местом, с точки зрения прочности элементов, являются ролики при вращении вала в блокирующем направлении. Для них проведем проверочный расчет по контактным напряжениям.

8.1.2. Проверочный расчет обгонной муфты

Муфта выбирается по крутящему моменту.

Обычно для роликовых обгонных муфт применяют =7 - угол подъема профиля в точке контакта с роликом.

Сила, действующая на ролик при передаче вращающего момента

F=T*103 /z*R*sin(/2) где: z-число роликов, R- радиус до точки контакта.

F=103*443,75/5*(200/2)*sin(3,5)=14,54*103 НМ

По рекомендациям принимаем: l=2*d, H=1300 Мпа;

d- диаметр ролика

l- длина ролика

H- допускаемые контактные напряжения

Н=0.418*(2*F*E/d*l)1/2=270*(F/d*l)1/2H

при проектном расчете: d=(F*E)1/2/H /0.418 =17,8 мм

Расчет показывает, что ролики d=25 мм пройдут тем более.

8.2.3. Выбор и проверочный расчет упругой муфты

Для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора и устранения неизбежных перекосов валов применяем муфту с торообразной вогнутой оболочкой.

Коэффициент режима работы k=1,1…..1,4- при спокойной работе

Tб=22,72 НМ n=2730 об/мин

Расчет производится по условию несдвигаемости:

Tk=k*Tб Tk=1,4*22,72 = 31,8 HM

Определим силу затяжки болтов, крепящих торообразную оболочку к полумуфте:

Fзат=K*Tk / z*f*Dm где предполагаем z=4 - число болтов

f=0,3 - коэф-т трения резина сталь

Dm=(D1+D2)/2=112,5 мм - средний диаметр

Fзат=1,5*31,8*103 / 4*0,3*112,5=353 H

dболта=( Fзат*4*1,3/*p)1/2=(353*4*1,3/3,14*148)1/2=1,98 мм

p - для болтов класса прочности 3.6 т=200 МПа ST=1,1….1,5

p=200/1,35=148 Мпа

Принимаем болты d=6 мм - найденного выше числа болтов хватит с запасом.

9. Расчет цепной передачи

9.1 Анализ результатов с ЭВМ

Вариант цепной передачи производим, исходя из условий минимальных размеров ведомой звездочки.

Цепь в этом случае 2-х поточная.

Список используемой литературы:

1. “ Конструирование узлов и деталей машин”

П.Ф.Дунаев О.П.Леликов

2. “Детали машин” Д.Н.Решетов

3. Атлас по деталям машин т.1,2 Д.Н.Решетов

При разработке курсового проекта использованы инструментарии сред: “Компас-График 5.5” и “Microsoft Word 2000”