спец титан. 1 Область применения титановых сплавов
![]()
|
2.1.8 Расчет подшипников каченияВсе подшипниковые узлы данного приспособления нагружены лишь осевой нагрузкой (см. рисунок 2), так как в работе приспособление противодействует только силы трения, которыми можно пренебречь вследствие их малости. Предварительно назначаем следующие подшипники: на валы сателлитов подшипник 29 ГОСТ 8338-75; на входной вал – подшипник 205 ГОСТ 8338-75. 1. Определим срок службы подшипникового узла входного вала. Для предварительно выбранного подшипника 205 ГОСТ 8338-75 выписываем табличные данные [5]: базовая динамическая нагрузка ![]() ![]() Осевая нагрузка ![]() ![]() ![]() Для определения коэффициентов Х, У, и е находим значение отношения ![]() ![]() Где ![]() ![]() По таблице 7.1 [5] определяем значения Х, У и е, соответствующие найденному ранее отношению ![]() Принимая значение коэффициента безопасности ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() Пригодность подшипника определим оценкой базовой долговечности ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Вычисленная долговечность ![]() 2. Определим срок службы подшипников сателлитного узла. Для предварительно выбранного подшипника 29 ГОСТ 8338-75 выписываем табличные данные [5]: базовая динамическая нагрузка ![]() ![]() Осевая нагрузка ![]() ![]() ![]() где ![]() Для определения значений коэффициентов Х, Y и е находим отношение ![]() ![]() ![]() По таблице 7.1 [5] определяем значения Х, Y, е, соответствующие найденному ранее отношению ![]() Принимая значение коэффициента безопасности ![]() ![]() ![]() ![]() Пригодность подшипника определим оценкой базовой долговечности ![]() ![]() Вычисленная долговечность ![]() 2.1.9 Выбор и расчет приводного механизма В качестве приводного механизма технологического оборудования (вращателя) используется электропривод. Для определения типа двигателя и редуктора определим необходимую мощность привода. В нашем случае работа, совершаемая приводом, тратится лишь на преодоление сил трения в подшипниках и на разгон – торможения вращателя с обрабатываемыми деталями. Момент ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Для определения мощности привода необходимо найти приведенные статический и динамический моменты ![]() ![]() Используя теорему о сохранении кинетической энергии определим приведенный момент инерции ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Таким образом: ![]() где ![]() Момент инерции сателлитного узла ![]() ![]() ![]() Таким образом: ![]() Момент от сил трения в подшипниках сателлитного вала ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Момент от сил в зацеплении определим как процент от сил трения в подшипниках (обычно, КПД подшипников принимают равным 0,99, а КПД зубчатых передач равны 0,98, разница между коэффициентами составляет 1%): ![]() Суммарный момент трения в сателлитах ![]() ![]() Момент от сил трения в подшипниках входного вала ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Приведенный статический момент ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Таким образом, статический момент ![]() ![]() По рассчитанному статическому моменту предварительно назначаем мотор- редуктор МРВ02-0,12/25 с двигателем АИР56А4. Данный мотор –редуктор имеет следующие характеристики: Напряжение питания U, В 380 Частота вращение вала n, об/мин 25 Момент номинальный МН, Нм 44 Момент максимальный Мmax,Нм 96,8 Номинальное скольжение sном 0,1 Кратность максимального момента 2,2 Масса, кг 10 Частота вращения вала редуктора ![]() ![]() ![]() ![]() Для реализации данного передаточного отношения используются прямозубые колеса. Так как статический момент ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Устанавливаемая зубчатая передача создает дополнительный инерционный момент и силу трения в зубчатой передаче, которой можно пренебречь. Момент инерции ![]() ![]() Приведенный к валу редуктора момент инерции ![]() ![]() где ![]() ![]() Приведенный момент инерции определим по формуле: ![]() Угловая скорость вращения вала редуктора ![]() ![]() Приведенный к валу редуктора статический момент ![]() ![]() где ![]() Таким образом, приведенный момент сопротивления (статический момент) ![]() ![]() Время разгона привода до установившейся скорости вращения вала определим из следующего интеграла, решив его в компьютерной среде: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() Определим необходимое для дальнейших расчетов критическое скольжение ![]() ![]() Момент ![]() ![]() где ![]() Подставив в формулу (2) вместо скольжения ![]() ![]() ![]() Теперь без труда можно определить динамический момент ![]() ![]() Из расчетов видно, что развиваемый при пуске мотор редуктора момент больше необходимого: ![]() ![]() Таким образом, можно сделать заключение, что выбранный двигатель подходит для проектируемого оборудования, а так как динамический момент получился небольшим, то ударная нагрузка на колеса зубчатой передачи будет небольшой и необходимости в муфте нет. |