Пояснительная записка Подаленчук. Техническое задание в данной работе спроектирован привод цепного конвейерапо следующим исходным данным Окружное усилие на звёздочках F

• Название: Техническое задание в данной работе спроектирован привод цепного конвейерапо следующим исходным данным Окружное усилие на звёздочках F
• Дата: 17.04.2023
• Размер: 1.34 Mb.
• Имя файла: Пояснительная записка Подаленчук.docx
• Тип: Техническое задание; #1066233
• страница: 1 из 2

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

В данной работе спроектирован привод цепного конвейерапо следующим исходным данным:

Окружное усилие на звёздочках: F_t=35 кН;

Скорость на звёздочках: v=0,35 м/с;

Шаг тяговой цепи: Р_ц=100 мм;

Число зубьев тяговых звёздочек: z=9;

Срок службы привода: L=5 лет;

Привод цепного конвейера работает следующим образом:

Крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя на клиноременную передачу, а затем на червячную передачу. Далее через муфту на звездочки тяговых цепей.

Дополнительные данные:

1) Привод нереверсивный;

2) Число смен работы – 2 смены;

3) Продолжительность включения – ПВ=0,25;

4) Конструкция корпуса редуктора – литой;



Рис 1.1. Схема привода

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.1 Мощность на выходном валу Р_вых, кВт:

(1.1)

где F_t–Окружное усилие на звездочках

, ; – Скорость на звездочках,

Р_вых = 35·0,35 = 12,25 кВт.

1.2 Частота вращения выходного вала n_вых, об/мин:

n =60·10³∙ / z∙Р_ц(1.2)

_n =60·10³∙0,35/ 9∙100= 23.3об/мин.

Общий КПД привода

 = ₁₂_м (1.3)

где коэффициент полезного действия:

₁– клиноремённой передачи,₁= 0,95[1];

₂– 4-х заходной червячной передачи, ₂=0,87[1];

_м – муфты, _м=0,99[1].

 = 0,950,87·0,99 = 0,82

1.4 Потребная мощность двигателя P, кВт:

P= , (1.4)

P= =14,93 кВт.

Ориентировочное общее передаточное отношение привода u,определяется как произведение передаточных отношений отдельных ступеней по формуле:

u = u₁ u₂; (1.5)

где u₁- передаточное отношение клиноремённой передачи, u₁= 4;u₂ -передаточное отношение червячной передачи, u₂= 12

u =4·12= 48.

Потребная частота вращенияn, об/мин по формуле

n = n_IIIu; (1.6)

n =23,23·48 = 1115об/мин.

Выбор электродвигателя. В соответствии с потребными мощностью и частотой вращения принят электродвигатель АИР160M6[1].Его паспортные данные: номинальная мощность: P_эд = 15 кВт; номинальная частота вращения 970 об/мин

1.9 Уточненное передаточное отношение клиноремённой передачи:

u =n_эд/n_III (1.7)

u =970/23,3=41,6.

Рассчитанное передаточное отношение меньше ориентировочного. Оставлено без изменения u₂ = 12; уточнено предварительно принятое передаточное отношение ремённой передачи по формуле

u₂ = u/u₁;(1.8)

u =41,6/12=3,46.
1.10 Мощности на валах, кВт:

P_i = P_i-1_i, (1.8)

где P_i-1 – мощность на предыдущем валу, кВт; _i – КПД соответствующей передачи.

Р₁ = Р_потр = 14,93кВт;

Р₂ = 14,93 0,95 = 14,18 кВт;

Р₃ = 14,18 0,87= 12,34 кВт;
1.11 Частоты вращения валов, об/мин:

, (1.9)

где n_i-1 – частота вращения предыдущего вала, об/мин; u_i – передаточное число соответствующей ступени.

n₁ = n_эд = 970 об/мин;

n = =280 об/мин;

n = = 23,33 об/мин;

1.12 Крутящие моменты на валах, Н·м:

(1.10)

где P_i – мощность на соответствующем валу, кВт; n_i-1 – частота вращения на соответствующем валу, об/мин.

Т₁ = = 146,99 Нм;- момент на валу электродвигателя

Т₂ = = 483,6 Нм;-момент на быстроходном валу редуктора

Т₃ = = 5051,31 Нм- момент на на тихоходном валу редуктора
Анализ расчётов:

1. Окончательно принятые передаточные отношения находятся в рекомендуемых пределах.

2. Рассчитанные значения n₄ и P₄ соответствуют заданным.

Результаты вычислений помещены в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

	I ступень, клиноременная передача	II ступень, червячная передача
	14,93	14,18
	14,18	12,34
	970	280
	280	23,3
	3,46	12
	146,99	483,6
	483,6	5051,31

2 РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель: рассчитать параметры клиноремённой передачи

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу P_потр = 14,93 кВт.

Частоты вращения валов: n_эд= 970 об/мин, n₁ = 280об/мин.

Передаточное отношение u₁ = 3,46.

Вращающие моменты на валах: Т = 146,99 Н∙м, Т₁ = 483,6Н·м.

Работа двухсменная, передача горизонтальная.




Рисунок 2.1 – Кинематическая схема клиноремённой передачи
По номограмме [2] выбрано сечение клинового ремня B. Его характеристики: d₁ = 200мм, l_p = 1,9, W = 22мм, Т_о = 13,5, А = 230 мм².

Диаметр большого шкива d₂, мм:

d₂ = d₁u(1 – ε), (2.1)

где ε – относительное скольжение ремня, ε = 0,01.

d₂ = 200 ∙ 3,46 ∙ (1 – 0,01) = 685 мм

Принят диаметр ведомого шкива, равный 710 мм по ГОСТ 1783-73.

Уточнённое передаточное отношение u:

u = d₂ / (d₁(1 – ε)) = 710/ (200 ∙ (1 – 0,01)) = 3,58. (2.2)

Межосевое расстояние назначается предварительно из интервала a_min ≤ a≤a_max.

a_min = 0,55(d₁ + d₂) + T_o = 0,55 ∙ (200 + 710) + 13,5 = 514 мм.(2.3)

a_max = d₁ + d₂ = 200 + 710 = 910 мм. (2.3)

Принято межосевое расстояние 700 мм.

Длина ремня L, мм:

L
(2.4)
= 2а + 0,5π(d₁ + d₂) + (d₂–d₁)² / (4а) = 2 ∙ 700 + 0,5 ∙ 3,14 ∙ (200 + 685) + (685– 200)² / (4 ∙ 700) = 2872 мм

Принята длина ремня L_p = 2800 мм по ГОСТ 1284.1 – 80.

Уточнённое межосевое расстояние а, мм:

а = 0,25[(L_p – w) + ((L_p – w)² – 2y)^(1/2)], (2.5)

где w = 0,5π(d₁ + d₂) = 0,5 ∙ 3,14 ∙ (200 + 685) = 1389 мм; y = (d₂–d₁)² = (685– 200)² = 235225 мм.

a = 0,25 ∙ [(2800 – 1389) + ((2800 – 1389)² – 2 ∙ 235225)^(1/2)] = 661,01мм.

Угол обхвата меньшего шкива α₁:

α₁ = 180^о – 57((d₂–d₁) / а) = 180^о – 57 ∙ ((685 – 200) / 661,01) = 138^о. (2.6)

Необходимое для передачи необходимой мощности число ремней z:

z = (PC_p) / (P_oC_LC_αC_z),(2.8)

где С_р – коэффициент режима работы, С_р = 1,2,Р_о – мощность, кВт, допускаемая одним ремнём, Р_о = 8,23 кВт, C_L–коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, C_L = 0,91, С_α – коэффициент угла обхвата, С_α = 0,89, С_z–коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, С_z = 0,9.

z = (14,93* 1,2) / (4,8 ∙ 0,91 ∙ 0,89 ∙ 0,9) = 5

Принято число ремней равным 5.

Предварительное натяжение ветви клинового ремня F_o, Н:

F_o = ((850РС_рС_L) / (zυC_α)) + θυ², (2.7)

где θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, θ = 0,3 (Н∙с²)/м²; υ – скорость, м/с.

υ = (πd₁n₁) / 60000 = (3,14 ∙ 200 ∙ 970) / 60000 = 10,15 м/с. (2.8)

F_o = ((850 ∙ 14,93 ∙ 1,2 ∙ 0,91) / (5 ∙ 10,15∙ 0,89)) + 0,3 ∙ 10,15² = 338 Н

Сила, действующая на валы F_r, Н:

F_r = 2F_оzsin(α/2) = 2 ∙ 338∙ 5 ∙ sin69^o = 3155,5H. (2.9)

Рабочий ресурс ремней Н_о, ч:

Н_о = ((σ₁ / σ_max)⁸ ∙ 10⁷v_п) / (3600(υ / L_p)z), (2.12)

гдеσ_-1 – предел выносливости для клиновых ремней, σ_-1 = 7 МПа; σ_max – максимальное напряжение в сечении ремня;

σ_max = σ₁ + σ_и + σ_υ, (2.10)

где σ₁ – напряжение от растяжения, σ_и – напряжение от изгиба, σ_υ – напряжение от центробежной силы.

σ₁ = F₁ / A, (2.11)

где F₁ – натяжение ведущей ветви, Н.

F₁ = F₀ + 0,5F_t, (2.12)

где F_t – окружное усилие, действующее в передаче, Н.

F_t = 2Т1 / d₁ = 2 ∙ 146,99 ∙ 10³ / 200 = 1470 H. (2.16)

F₁ =338 + 0,5 ∙ 1470 = 1073 H.

σ₁ = 1073 / 230 = 4,7МПа
σ_и = Е_иδ / d₁, (2.13)

где Е_и – модуль упругости, Е_и = 200 МПа; δ – толщина ремня, δ = 0,03d₁ = 0,03 ∙ 200 = 6 мм.

σ_и = 200 ∙ 6 / 200 = 6 МПа

σ_υ = ρυ²∙10^-6, (2.14)

где ρ – плотность ремня, ρ = 1200 кг/м³.

σ_υ = 1200 ∙ 10,15² ∙ 10^-6 = 0,12 МПа

σ_max = 4,7 + 6 + 0,12 = 10,82 МПа

Н_о = ((7 / 10,82)⁸ ∙ 10⁷ ∙ 2) / (3600 ∙ (10.15 / 2800) ∙ 5) = 9406ч??????

Условия выполняется. Ресурса достаточно

3 РАСЧЁТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель: Вычислить геометрические данные червячной передачи.

Исходные данные:

Момент на ведомом валу Т₂ = 5051 Н∙м.

Частота вращения ведомого вала n₂ = 23 об/мин.

Передаточное отношение u₂ = 12

Передача нереверсивная, материал венца колеса БрА9Ж3Л, ресурсt_Σ = 20800 ч.

Т ип червяка – эвольвентный


Рисунок 3.1 – Кинематическая схема червячной передачи

Скорость скольжения υ_s, м/с:

υ_s = (4n₁ / 10⁴)T^(1/3).

Для венца червячного колеса принята оловянистая бронза БрА9Ж3Л,

отливка в кокиль, со следующими характеристиками: допускаемые изгибные напряжения [σ_0F]’ = 65 МПа, предел прочности [σ_В] = 390 МПа, предел текучести [σ_Т] = 196 МПа.

Допускаемые контактные напряжения [σ_Н]’, МПа:

[σ_Н]’ = 300 – 25υ_s (3.1)

Для червяка принята сталь 40Х.

Число циклов нагружения вала колеса N:

N = 60n₂t_Σ (3.2)

Коэффициент долговечности по контактной выносливости K_HL:

K_HL = (10⁷ / N)^(1/8) (3.3)

В расчётах принимают значения, находящиеся в пределах

0,63 ≤K_HL≤ 1,15 (3.4)

Коэффициент долговечности поизгибу K_FL:

K_FL = (10⁶ / N)^(1/9) (3.5)

Для передач машинного привода он должен находиться в пределах

0,543 ≤ K_FL ≤ 1 (3.6)

Допускаемое контактное напряжения [σ_Н], МПа:

[σ_Н] = [σ_Н]’K_HL. (3.7)

Допускаемое изгибное напряжение [σ_0F], МПа:

[σ_0F] = [σ_0F]’K_FL (3.8)

Принята 7-я степень точности. Коэффициенты: концентрации нагрузки K_Нβ

= 1; динамической нагрузки K= 1,2.

Межосевое расстояниеиз расчёта по контактным напряжениям a_w, мм:

a_w = 61((Т₂K_Н) / [σ_Н]²)^(1/3) (3.9)

Делительный диаметр червяка d₁, мм:

d₁ = mq, (3.10)

где q – коэффициент диаметра червяка.



Рисунок 3.2 – Червячное зацепление
q = z₂ / 4 (3.11)

m = 2a / (z₂ + q) (3.12)

где а – делительное межосевое расстояние.

а = 0,5m(z₂ + q). (3.13)

Коэффициент смещения инструмента х₂:

х₂ = (а_w – а) / m. (3.14)

Начальный диаметр червяка d_w1, мм:

d_w1 = (q + 2x₂)m. (3.15)

Диаметр вершин колеса d_a2, мм:

d_a2 = m(z₂ + 2 + 2x₂). (3.16)

Диаметр впадин колеса d_f2, мм:

d_f2 = m(z₂ - 2,4 + 2x₂) (3.17)

Начальный угол подъёма винтовой линии y_w:

γ_w = arctg(z₁ / (q+ 2x₂)) (3.18)

Делительный угол подъёма винтовой линии y:

γ = arctg(z₁ / q). (3.19)

Делительный диаметр колеса d₂, мм:

d₂ = mz₂. (3.20)

Максимальный диаметр колеса d_ам2, мм:

d_ам2 = d_a2 + 6m / (z₁ + 2). (3.21)

Диаметр вершин червяка d_a1, мм:

d_a1 = m(q + 2). (3.22)

Диаметр впадин червяка d_f1, мм:

d_f1 = m(q – 2,4). (3.23)

Длина нарезной части червяка b₁, мм:

b₁ = (11 + 0,06z₂)m. (3.24)

Ширина венца колесаb₂, мм:

b₂ = 0,75d_a1 (3.25)

Угол обхвата червяка:

2δ = 2b₂ / (d_a1 – 0,5m). (3.26)

Рабочее контактное напряжение σ_Н, МПа:

σ_Н = (475 / d₂)(T₂K_H / d_w1)^(1/2) ≤ [σ_Н]. (3.27)

Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесеF_t1 = F_a2, H:

F_t1 = F_a2 = 2T₁ / d₁. (3.28)

Окружное усилие на колесе, равное осевому усилию на червякеF_t2 = F_a1, H:

F_t2 = F_a1 = 2T₂ / d₂. (3.29)

Радиальное усилие F_r, H:

F_r = F_t2tgα / cosγ_w (3.30)

Эквивалентное число зубьев колесаz_v2:

z_v2 = z₂ / cos³γ_w. (3.31)

Рабочее изгибное напряжение σ_0F, МПа:

σ_0F = 0,6F_t2K_FY_F/ (b₂m) ≤ [σ_0F]. (3.32)

Механический КПД червячной передачиη:

η = 0,95tgγ_w / tg(γ_w + ρ’). (3.33)

где ρ’ – приведённый угол трения.

В данном случае, что бы не было перегрева редуктора, требуется внешнее охлаждение…..

В данном курсовом проекте расчёт червяка выполнен с помощью компьютерной программы APMWINMACHINEв модуле TRANS.

Результаты расчётов приведены в приложении А.

4ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Ориентировочным способом следует рассчитывать все валы привода. Из расчёта по касательным напряжениям определяется диаметр вала d, мм:

, (4.1)

гдеТ— крутящий момент на соответствующем валу (Т_I, T_II и т.д.), Нмм, он равен вращающему моменту; — допускаемое касательное напряжение; для червяка рекомендуется = 10...12 МПа, для опасного сечения следует принимать, для хвостовика вала = 25 МПа.

Исходные данные: T_I=483,6Н·м,T_II=5051,31Н·м,.

Рассчитан быстроходный вал редуктора. Ступенчатая конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 4.1.



Рисунок 4.1–Эскиз быстроходного вала редуктора

Ступенчатый вал должен имеет три ступени: подступичную частьd₁(головку), опорные участки d₂и выступающую часть d₃(хвостовик). Для обеспечения осевой фиксации деталей, собираемых на валу, а также возможности съёма подшипника разность диаметров соседних участков вала должна быть d = 5...12 мм в интервале диаметров d= 20...80 мм.

Диаметр хвостовика вала I по формуле (56):

.

Диаметр шейки вала I принят 55мм

Диаметр червяка



Диаметр гладкого вала II:

мм.

Выходной вал редуктора проектируем гладким (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 – Эскиз тихоходного вала редуктора

Диаметр гладкого вала: Принят 110мм

5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРа

Эскизная компоновка редуктора выполняется по результатам выполненных расчетов и полученными геометрическими параметрами деталей передач, а так же с некоторым предвидением конструктивных решений. Эскизы следует выполнять в двух проекциях.

Компоновочный чертеж размещается в одной проекции – разрез по осям валов. Предпочтителен масштаб 1:1.

Исходными данными компоновки являются: максимальный крутящий момент редуктора, межосевые расстояния, диаметры колес, ширина колес, диаметры валов, рассчитанные ориентировочным способом, и другие параметры, необходимые для выполнения эскиза.
Особенностью конструкции является использование радиально-упорных подшипников и назначение расстояния между опорами червяка без учета длины червяка.

Эскизную компоновку выполняют в следующем порядке:

1. 
   Вычерчивают оси быстроходного и тихоходного валов, располагая их на межосевом расстоянии a_w, a_w=200мм.
   
2. 
   Вычерчивают контуры червячного колеса, тихоходного вала, радиально-упорных подшипников средней серии, поставленных «враспор», и зазоры. Толщину стенки корпуса из чугунного литья, отвечающего требованиям технологии литейного производства и необходимых прочности и жесткости, определяют по эмпирической зависимости:
   

, (6.1)

где Т_тх – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Т_тх=2524,35 Н·м.



_{Принимаем δ=12мм.}

Толщина стенки крышки корпуса

(6.2)



Намечают внутренние стенки редуктора, назначая расстояние от них до торцов колес либо их ступиц Δ₂=0.8δ и минимальное расстояние до венцов колес Δ₃≥1,25δ.

Δ₂=0.8·12 = 9,6мм=10мм;

Δ₃=1,25·12 = 15 мм.

Принимаем Δ₃= 15мм.

Расстояние между линиями действия реакций опор L₂ определяется измерением элементов.

3. 
   Вычерчивают контуры червяка, быстроходного вала, выполняемого обычно заодно с червяком, и проектируют подшипниковые узлы. На червяк действуют значительные осевые нагрузки, поэтому один из вариантов опор – радиально-упорные подшипники, поставленные «враспор»
   
4. 
   Задают расстояние между серединами опор червяка по соотношению:
   

(6.3)

5. 
   Назначают роликовые конические однорядные подшипники средней серии, одинаковые для обеих опор, и выписывают размеры d×D×B×r, таблица 6.1; расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника следует принимать Δ₄=(2…12)мм. Принимаем Δ₄= 10мм.
   

Таблица 6.1 - Подшипники

№ вала	Подшипник	Размеры, мм
		d	D	B	r
I	67511А ГОСТ 27365-87	55	100	25	2,0
II	67222А ГОСТ 27365-87	110	200	38	3,0

6. 
   Конструируют подшипниковый узел для определения размеров консоли. Ориентировочно длину консоли (расстояние от середины подшипника до середины ступицы) назначают
   

-для быстроходного вала:

l_к.б.=(2.2…2.5)d, (6.4)

где d - внутренний диаметр подшипника. В процессе второй эскизной компоновки длину консоли уточняют.

l_к.б.=(2,2…2,5)· 55=(121…137,5)мм;

принято l_к.б.= 130мм.

-для тихоходного:

l_к.т=(1.9…2.2)∙d₃ (6.5)

l_к.т=(1.9…2.2)∙110 = (209…242)

принято l_к.т= 220 мм

Эскизная компоновка приведена в приложении Г.

6 ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Согласн заданию для расчетов выбран тихохдный вал редуктора.

Цель приближенного расчета является получение более достоверных результатов, чем в ориентировочном расчёте, так как диаметр вала определяют из расчёта на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающего моментов.В данном разделе исходными данными расчёта являются: силы, действующие на червяк, шкив, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.

Этапы приближённого расчёта валов.

А. Выполнение эскизной компоновки редуктора.

Б. Составление расчётных схем сил, действующих на вал в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.

В. Определение реакций опор R в двух плоскостях, радиальных F_r и осевых F_a нагрузок на подшипники.

Г. Построение эпюр изгибающих моментов M в двух плоскостях и эпюры крутящих моментов T.

Д. Определение приведенного момента в расчётном (опасном) сечении:

(6.1)

где – коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного (от крутящего момента Т) и нормального (от изгибающего момента М) напряжений; при реверсивной работе привода  = 1, для нереверсивного привода в предположении частого включения и выключения электродвигателя  = 0,7.

Е. Определение диаметра вала в опасном сечении.

, (6.2)

где –допускаемое нормальное напряжение, для наиболее распространенных марок сталей = 50...60 МПа; верхнее значение принимают для вала-шестерни из высокопрочного материала.

6.1 Расчет тиходного вала

Исходные данные: крутящий момент Т_I=5051Н·м

Решение:

1)Составлена расчётная схема вала (рисунок 8). На схеме нагружения валов (рисунок 8,а)действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.

2)Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 8, б. Реакции опор R_А1и R_В1 определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки.

Осеваясила на тиходном Fa приведена к моменту:

m₁ = Fa∙d/2 = 9746.901 ∙ 0,3024 /2 = 1474Н (6.3)

Уравнение моментов сил относительно опоры 1:

, (6.4)

откуда



Уравнение моментов сил относительно опоры 2:

, (6.5)

откуда



Проверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:

_{Σz = 0; RA1 + RB1 – Fr1 – Fr2 = 11777+ 455–12327= 0 (6.6)}

Полученное значение равно нулю. Эпюры изгибающих моментов

(рисунок 8, в) построены на растянутых волокнах. Значения моментов M_z:

Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0.258

M_z = R_A1∙x1 (6.7)

M_z(0) = 0 H∙м; M_z(0,385) =455 ∙ 0,159 =72H∙м

Участок №2 0 ≤ х2 ≤ 0,159

M_z = R_b2∙x2 (6.8)

M_z(0) = 0 H∙м; М_z(0,159)= 11777 ∙ 0,159= 6948 H∙м

3)В направлении XOY действует силаF_t (рисунок 8, г), которая для удобства расчётов совмещена с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY:

R_A2 = R_B2 = F_t / 2 = 12337 / 2 = 6168,5H (6.10)

Изгибающие моменты в направлении X:

Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0,385

M_x = R_A2∙x1 (6.11)

M_x(0) = 0 H∙м; M_x(0,385) = 0,159 ∙ 6168,5 = 980 Н∙м

Участок №2 0 ≤ х2 ≤ 0,385

M_x = R_В2∙x2(6.12)

M_x(0) = 0 H∙м; M_x(0,385) = 0,159 ∙ 6168,5 = 980 Н∙м

4)По величинам ординат эпюр М_хи М_zвыявлены опасные (расчётные) сечения3, 4 быстроходного вала. Суммарный изгибающий момент

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении M, Н∙м:

М = (М_z² + M_x²)^1/2 = (6948² + 980²)^1/2 = 7016Н∙м(6.13)

Приведенный момент по формуле (6.1):



Диаметр вала в опасном сечении по формуле (6.2):



В результате ориентировочного расчетадиаметр вала d₁=110мм. Принят d₁=110мм.


Рисунок 6.1 – Расчетные схемы тихоходного вала

7 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

В зависимости от частоты вращения п подшипники качения подбирают (рассчитывают) по двум параметрам: динамическая грузоподъёмность С и статическая грузоподъёмность С₀, что соответствует критериям: контактная выносливость и статическая прочность.[3]

По первому критерию расчёт ведут на долговечность по усталостному выкрашиванию при n> 1 об/мин (при n = 1...10 принимают n = 10 об/мин). Расчётным параметром является динамическая грузоподъёмность.[3]

Паспортная (табличная) динамическая грузоподъёмность С – это такая постоянная нагрузка, которую подшипник может выдержать в течение 1 млн. оборотов без появления признаков усталости не менее чем у 90% из группы идентичных подшипников (т. е. вероятность неразрушения Р = 0,9). Поскольку паспортная грузоподъёмность обычно выше потребной, недолговечных подшипников не 10%, а 3...5%. Остальные подшипники в соответствии с кривой выносливости будут иметь ресурс, превышающий расчётный. Потребная динамическая грузоподъёмностьC, кН [3]:

, (7.1)

где Р– приведенная нагрузка; р – показатель степени кривой выносливости; принятор = 3,33 – для роликовых подшипниковпри вероятности безотказной работы Р = 0,9; а – коэффициент надёжности; выбирают по ГОСТ 18875 и по таблице 10 в зависимости от вероятности неразрушения.

Таблица7.1–Значения коэффициента надёжности

Вероятность неразрушенияР	0,8	0,85		0,9		0,95	0,97	0,98	0,99
Коэффициент а	2		1,5	1		0,62	0,44	0,33		0,21

Приведенная нагрузкаесть такая условная постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении её к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным наружным кольцами обеспечивает такую же

долговечность, как и при действительных условиях нагружения и вращения.[3]

, (7.2)

где X и Y– коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок [2]; V – кинематический коэффициент; при вращении наружного кольца V = 1,2; при вращении внутреннего кольца, а также для шариковых сферических подшипников и упорных подшипников V = 1; К_б– коэффициент безопасности [2]; К_т– темпе­ратурный коэффициент, вводимый при t>100 °С. [3]

Расчётную долговечность L_h, следует принимать по ГОСТ 16162: для червячных – 10000 ч. Ресурс подшипников L_h принимают либо кратным ресурсу привода t_ (см. разд. 11 в [2]), либо равным ему. [3]

8.1 Подбор подшипников для вала I

Проектируются радиальные конические роликоподшипники, поставленные «враспор».



Рисунок 8.1 – Схема расположения подшипников

Исходные данные:

диаметр шейки вала d=55мм, частота вращения n280 об/мин, ресурсL_h=10000ч, класс нагрузки Н0,8, Fa = 9746.901H.

Решение: подшипники рассчитаны прямым подбором. [3]

1. 
   Радиальные нагрузки на подшипники:
   

F_r1 = (R²_A1 + R²_A2)^1/2 = (455² + 6168,5²)^1/2 = 6185 Н (7.2)

F_r2 = (R²_В1 + R²_В2)^1/2 = (11777² + 6168,5²)^1/2 = 13295 Н (7.3)

2. 
   Принят угол α = 12^о, тогда коэффициент осевогонагружения е = 1,5tgα = 0,319.
   

3. 
   Осевые составляющие
   

S₁ = 0,83еF_r1 = 0,83 ∙ 0,319 ∙ 12337 = 3266 Н (7.4)

S₂= 0,83еF_r2 = 0,83 ∙ 0,319 ∙ 12337 = 3266 Н (7.5)

4. 
   Результирующие осевые нагрузки:
   

Fa₁ = Fa + S₂ = 9747 + 3266 = 13013H (7.6)

Fa₂ =S₁ = 3266H (7.7)

Fa₁ / F_r1 = 13013 / 12337>e. X₁ = 0,4 Y₁ = 2,1. (7.8)

Fa₂ / F_r2 = 535 / 10131< e. X₂ = 1, Y₂ = 0. (7.9)

5. 
   Приведённые нагрузки приV = 1, K_б = 1,4, К_Т = 1.
   

P₁ = (X₁VFr₁ + Y₁Fa₁) K_б= (0,4 ∙ 12337+ 2,1 ∙ 13013) ∙ 1,4 =45167Н. (7.10)

Р₂ = Fr₂K_б = 12337 ∙ 1,4 = 17272 Н. (7.11)

Расчётным является подшипник 1, так как Р₁>P₂.

6. 
   Эквивалентная нагрузка
   

Р_1э = 0,8Р₁ = 0,8 ∙ 45167 = 36134 Н. (7.12)

7. 
   Потребная динамическая грузоподъёмность С_1п, кН:
   
8. 
   
   

Таблица 7.1 – Параметры конических радиально-упорных роликоподшипников

Условное обозначение	Размеры, мм					Грузо-подъемность, кН
	d	D	B	r	С		С0
67222А	110	200	32	3	286		228

С_1п< С (7.13)

254,5кН < 286 кН

Вывод:условие (7.13) выполнено. Для обеих опор приняты подшипники серии 67222А.

Ресурс выбранного подшипникаL_h, ч:

ч> [20800 ч].

Вывод:ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.

8 КОНСТРУИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА