- •Содержание
- •9 Проверочный расчет подшипников
- •Техническое задание 10 (вариант 1)
- •1 Кинематическая схема машинного агрегата
- •Условия эксплуатации машинного агрегата.
- •Срок службы приводного устройства
- •Выбор двигателя, кинематический расчет привода
- •2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •3 Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений
- •4 Расчет закрытой червячной передачи
- •5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа
- •Нагрузки валов редуктора
- •Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
- •8 Расчетная схема валов редуктора
- •9 Проверочный расчет подшипников
- •9.1 Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка
- •9.2 Тихоходный вал
- •10 Конструктивная компоновка привода
- •11 Проверочные расчеты
- •11.1 Проверка прочности шпоночных соединений Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по гост 23360-78.
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
- •11.3 Уточненный расчет валов
- •11.4 Тепловой расчет редуктора
- •Технический уровень редуктор Масса редуктора
- •Литература
9 Проверочный расчет подшипников
9.1 Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Fa – осевая нагрузка;
Kб = 1,5 – коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 0,83eA = 0,830,30278 = 69 H,
SB = 0,83eB = 0,830,30224 = 56 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaA = SА = 69 H,
FaВ = SА+Fa = 69+1316 = 1385 H,
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение Fa/Fr = 1318/224 =6,2 > e, следовательно Х=0,4; Y=2,03.
Р = (0,41,0224+2,031385)1,11,0 = 3191 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573L/106)0,3 =
= 3191(57333,535000/106)0,3 = 22,5 кH < C= 26,0 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(26,0103 /3191)3,333/60320 =56652часов,
больше ресурса работы привода, равного 35000 часов.
9.2 Тихоходный вал
Эквивалентная нагрузка
Осевые составляющие реакций опор:
SC = 0,83eC = 0,830,3703704 = 1137 H,
SD = 0,83eD = 0,830,3702505 = 769 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaC = SC = 1137 H,
FaD = SC + Fa = 1137+ 330 = 1467 H.
Проверяем подшипник С.
Отношение Fa/Fr= 1137/3704 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.
Р = (1,01,03704+ 0)1,11,0 = 4074 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение Fa/Fr= 1467/2505 = 0,58 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,62.
Р = (1,00,42505+1,621467)1,11,0 = 3716 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника:
Стр = Р(573L/106)0,3 =
= 4074(5731,6835000/106)0,3 = 11,7 кH < C = 38,5 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(38,5103 /4074)3,333/6016=185725 часов,
больше ресурса работы привода, равного 35000 часов.
10 Конструктивная компоновка привода
10.1 Конструирование червячного колеса
Конструктивные размеры колеса
Диаметр ступицы:
dст = 1,6d3 = 1,6·45 = 72 мм.
Длина ступицы:
lст = (1÷1,5)d3 = (1÷1,5)45 = 45÷68 мм,
принимаем lст = 60 мм
Толщина обода:
S = 0,05d2 = 0,05·160 = 8 мм
Толщина диска:
С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм
10.2 Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Червяк выполняется заодно с валом.
Размеры червяка: dа1 = 48 мм, b1 = 48 мм.
10.3 Выбор соединений
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.
10.4 Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или буртик вала, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0,04ат + 2 = 0,04·100 + 1 = 5,0 мм принимаем = 8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр болтов:
- фундаментных
d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·100 + 12 = 15,6 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 0,75d1 = 0,75·16 = 12 мм
принимаем болты М12;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 0,6d1 = 0,6·16 = 10 мм
принимаем болты М10.
10.6 Конструирование элементов открытых передач
Ведущий шкив.
Диаметр шкива d1 = 80 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t = 80 + 2∙2,5 = 85,0 мм
Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (1 – 1)12 + 2∙8,0 = 16 мм
Толщина обода δ = (1,1…1,3)h = (1,1…1,3)7 = 7,7…9,1 мм
принимаем δ=10 мм
Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)10 = 12…13 мм
принимаем С = 12 мм.
Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 17 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙17 = 27,2 мм
принимаем dст = 28 мм
Длина ступицы lст = lдв = 40 мм.
Ведомый шкив.
Диаметр шкива d1 = 224 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t = 224 + 2∙2,5 = 229,0 мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 15 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙15 = 24 мм
принимаем dст = 25 мм
Длина ступицы lст = l1 = 25 мм.
10.7 Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 200 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·105,3 = 158 Н·м < [T]
где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.
Условие выполняется
10.8 Смазывание.
Смазка червячного зацепления
Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны
V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)0,222 0,15 л
Рекомендуемое сорт масла при v = 0,13 м/с и контактном напряжении σН=154 МПа масло индустриальное И-Т-Д-220
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.