Проектирование привода к лесотаске. Аманбай Б ММГ-18-2Р ОКДМ. П роектирование привода

• Название: П роектирование привода
• Анкор: Проектирование привода к лесотаске
• Дата: 12.04.2021
• Размер: 0.58 Mb.
• Имя файла: Аманбай Б ММГ-18-2Р ОКДМ.docx
• Тип: Пояснительная записка; #194016
• страница: 4 из 5

3.9 Выбор подшипников для валов
Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники: , ; внешняя осевая нагрузка F_a=360,7 H; частота вращения вала n₁ = 475 об/мин; диаметр вала под подшипником ;расстояние между подшипниками l = 100 мм; требуемый ресурс подшипников [L_h] = 10000ч.

1. 
   Назначаем тип подшипников
   

На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передач с цилиндрическими зубчатыми колесами.

2. 
   Выбираем схему установки подшипников
   

В нашем случае при d_n=30 мм и l=100 мм принимаем установку подшипников «враспор». В рассматриваемой конструктивной схеме каждая из опор ограничивает осевое перемещение вала только в одном направлении. Для этого торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в торцы буртиков вала (или в торцы других деталей, расположенных на валу). Внешние торцы наружных колец подшипников упирают в торцы подшипниковых крышек (или в торцы других деталей, установленных в посадочном отверстии подшипникового гнезда корпуса).

Основными достоинствами осевой фиксации валов по схеме «враспор» являются:

а) возможность регулировки величины зазоров в двух опорах;

б) простота конструкции и большая технологичность опор (для их конструктивного воплощения требуется меньшее количество деталей, а обработка посадочных отверстий подшипниковых гнезд может выполняться простейшим сквозным способом).

Недостатки ее следующие:

а) более жесткие допуски на размеры l, L и h, так как погрешности этих размеров приводят к изменению величины «а» осевого зазора в опоре;

б) возможность защемления вала в опорах, вследствие температурных деформаций подшипников, вала и корпуса редуктора;

в) ограниченность расстояний между подшипниками и температурного интервала эксплуатации.



Рисунок 2-Тип размеры подшипника

3. 
   Назначаем типоразмер подшипников
   

Исходя из того, что диаметр вала под подшипник d_nравен 30 мм и что осевая нагрузка F_a=360,7 Н сравнительно мала, назначаем в первом приближении шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36206, имеющий d_n - 30 мм; D=62 мм, динамическую грузоподъемность Cr=22 kH, статическую грузоподъемность Cor=12kH.

4. 
   Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники
   

Индекс I присваивается подшипнику, у которого осевая составляющая Sсовпадает с направлением F_a. В нашем случае индекс I присваиваем опоре А .

Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта α ≤ 18º

S=e`F_r, (41)

где е` - коэффициент минимальной осевой нагрузкиопределяется по графику [10 стр. 133] (в нашем случае имеем е` = 0,47); F_r - радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае:





Находим значения осевых нагрузок:

.

.

5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

При переменном режиме нагружения для подшипников редуктора имеем:

, (42)

где коэффициент долговечности .

Здесь - продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Т; - требуемый срок службы подшипника . Так как в редукторах обычно замена подшипников не производится, то срок службы подшипников равен требуемому сроку службы редуктора ,

тогда . (43)

В нашем случае коэффициент долговечности:

.

Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости

. (44)

Здесь V– кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, в нашем случае V=1 (при вращающемся внутреннем кольце подшипника).

Коэффициент безопасности , определяется по рекомендациям [7, стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке c умеренными толчками принимаем .

- температурный коэффициент, вводимый при температуре подшипникового узла t>100 ^oC, температурный коэффициент при t<100^oC.

F_rи F_a – радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента .

X,Y –коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения .

; ; ;

В нашем случае для подшипника I (подшипник А) имеем



тогда X=1,Y=0.

Для подшипника II (подшипник В) имеем

, тогда X=0,45; Y=1,55.

Таким образом,

F₁=(1×1×1405+0×660)×1.5×1=2107.9 H

F₁=(0.45×1×469+1.55×1020.7)×1.5×1=0.78 H

Т.к. наиболее нагруженным оказался подшипник II, то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.



6. Определяем расчетную долговечность назначенного подшипника

, (45)

где - коэффициент, зависящий от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы). При Р=0,9 =1;

- коэффициент, который учитывает совместное влияние качества металла и условий эксплуатации (смазка, перекос подшипника), зависит от типа подшипника и расчетных условий:

1) обычные условия;

2) наличие масляной пленки в контактах и отсутствие повышенных перекосов; 3) то же и при условии изготовления колец и тел качения подшипника из электрошлаковой или вакуумной сталей.

Принимаем =0,75.

Показатель степени p для шарикоподшипников равен 3.

, что удовлетворяет требованиям.

Таким образом принимаем подшипники для быстроходного вала серии 36206 по ГОСТ 831-75.
3.10 Выбор смазки.
Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей.

В машиностроении для смазывания зубчатых передач широко применяют так называемую картерную систему, т.е. погружение движущегося колеса в масляную ванну с жидкой смазкой по ГОСТ 20799-75. Смазка должна быть жидкой, чтобы обеспечилось её разбрызгивание в корпусе и образование там масляного тумана, который необходим для непрерывного смазывания всех трущихся частей механической передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации маши.

Принцип назначения сорта масла: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении, тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес [10 стр. 179].

При окружной скорости до 2 м/с и контактных напряжениях σН =600-1000 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла 60 мм²/с. Для редуктора принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ 20799-75.

Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрических редукторов смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым (при сборке узла) во внутреннюю полость стакана подшипников. Это обусловлено тем, что в рассматриваемом случае величина окружной скорости колес (V < 3 м/с) не позволяет надежно смазывать эти подшипники конденсатом масляного тумана, образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера, погруженными в нее колесами редуктора.

Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок.

Основными пластичными смазочными материалами, применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения, в настоящее время являются Литол–24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале – 40…+130С) и ЦИАТИМ–201 ГОСТ 6267-74 (–60…+90С).

Применим в нашем случае Литол–24 ТУ 21150-75.


4 РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. 
   Назначаем число зубьев меньшей звездочки z1, что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.
   

При принимаем z1=27.

Рисунок 3- Цепная передача

2. 
   Определяем число зубьев большей звездочки z2 из условия.
   

Имеем . Примем нечетное число

3. 
   Уточняем передаточное число
   

4. 
   Назначаем шаг цепи по условию.
   

где -наибольший рекомендуемый шаг цепи, определяют в зависимости от n1 и z1

При n₁=950об/мин и z1=27 имеем. Р_max=3.6 кВт

Принимаем Р_max=4, ближайший меньший по ГОСТ 13568-75.

5. 
   Определяем среднюю скорость цепи
   

6. 
   Рассчитаем окружное усилие
   

7. 
   Найдем разрушающую нагрузку цепи.
   

F₀=(E_gF_t+F₀+F_f)(46)
где Кg – коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При заданном характере нагрузки принимаем Кg=1,2;

- натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках.

Здесь q_m=071- масса 1 м длины цепи, принимаем по ГОСТ 13568-75;

- средняя скорость цепи, м/с.
F_r=0.71×5.4²=20.7
- натяжение цепи от провисания холостой ветви, Н.

Здесь - коэффициент провисания, зависящий от угла наклона линии центров передачи к горизонту и стрелы провисания цепи f . Для рекомендуемых значений принимают:

при горизонтальном расположении передачи;

а – межосевое расстояние, м; g – ускорение свободного падения, g=9.8м/с²

Определяем межосевое расстояние передачи. Так как к габаритам передачи не предъявляются жесткие требования, то межосевое расстояние выбирают в пределах a=(30…50)d Принимаем a=40d=40×12.7=508

F_f=6×508×10^-3×0.71×9.8=21H
Допускаемый коэффициент запаса точности , выбираем по таблице в зависимости от n1 и р.
F_s=1.2×555+20.7+21×11=7785 H

8. 
   Проверяем давление в шарнирах цепи
   

(47)
где - окружное усилие А – проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость,

Для приводных роликовых цепей
(48)
где d – диаметр валика цепи, мм; В – длина втулки шарнира цепи, мм.

Для выбранной цепи ПР-12,7-9000-2 имеем d=3.66, B=5.8
Допускаемое давление
(49)
где - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от шага цепи p и частоты вращения n1 .

Коэффициент, учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий испытаний цепей

Kg=1,2 - коэффициент динамической нагрузки, для заданного характера нагрузки Kа - коэффициент межосевого расстояния а:

Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется, то принимаем рекомендуемый диапазон а = (30... 50)р, тогда К_а= 1;

- коэффициент наклона передачи к горизонту: Так как =0°<60° то =1;

К_рег- коэффициент регулировки передачи. Предполагая, что регулировка передачи будет проводится, принимаем К_рег =1

К_см- коэффициент смазки. При периодической смазке цепи, имеем К_см=1,5.


то есть находится в рекомендуемых пределах.

Таким образом, давление в шарнирах цепи

следовательно данная цепь не подходит по давлению в шарнирах. Таким образом, принимается цепь ПР-12,7-18200-2 по ГОСТ 13568-75, для которой d=4.45 мм, В=11.3, А=50,3 мм²

Тогда

Таким образом, принимается цепь ПР-12,7-18200-2 по ГОСТ 13568-75.

9. 
   Длина цепи выраженная в числах звеньев цепи
   

Принимаем L_p =120 звеньев.

Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья, кроме этого, в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек способствует более равномерному износу элементов передачи.

10. 
    Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие
    

(50)
где е - число ударов цепи в секунду; - допускаемое число ударов в секунду принимаемое по таблице в зависимости от шага p.

При выбранном р = 12,7мм имеем = 60, тогда

то есть цепь будет иметь достаточную долговечность.

11. 
    Уточняем межосевое расстояние передачи
    

=505.3
Для получения нормального провисания холостой ветви цепи, необходимого для нормальной работы передачи, расчетное межосевое расстояние уменьшают на

𝞓a=(0.002…0.004)a=(0.02…0.004)505.3=1.01…1.02

Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи
мм. (51)

12. 
    Оценим возможность резонансных колебаний цепи
    

, (52)
гдеq_m- масса 1 м длины цепи, кг/м; для принятой цепи q_m= 0,71кг/м.

Следовательно, резонансные колебания цепи отсутствуют.

13. 
    Определяем нагрузку на валы передачи.
    

С достаточной степенью точности можно принимать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет для передач с углом наклона к горизонту <60


Определяем диаметры делительных окружностей звездочек
D_o = p/sin( / z); (53)
D₀₁ = 12,7/sin( /27) = 109,4мм;
D₀₂= 12,7/sin( /53) = 214,4мм.
Результатом рассмотренных проектных и проверочных расчетов явилось получение значений геометрических параметров механических передач, необходимых для выполнения чертежей, и величин сил, действующих на валы и опоры редуктора.

Наличие этих данных позволяет перейти к следующему этапу – выбору муфт, расчету и конструированию валов и подшипниковых узлов редуктора, выполняемых параллельно с эскизной компоновкой редуктора.