2.3 Расчет частоты вращения валов машины

2.3.1 Расчет мощности на валах привода:

РI = Рдв; РII = РI η1; РIII = РII η2; РIV = РIII η3,

где Рдв — мощность выбранного электродвигателя;

РI, РII, ,РIII, РIV – мощность на соответствующих ступенях привода;

η1, η2, η3 — КПД соответствующих ступеней привода;

2.3.2 Расчет частоты вращения валов привода

; ; ;

где

частота вращения на соответствующих ступенях привода.

передаточное число соответствующей передачи (ременная, зубчатая, цепная).

2.4 Расчет привода машины

Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару.

В большинстве случаев зубчатая передача используется для передачи вращательного движения. Зубчатая передача представляет собой передаточный механизм, служащий для передачи движения и сил, путем непосредственного зацепления. Меньшее зубчатое колесо называется шестерней и обозначается индексом 1, большее - колесом и обозначается индексом 2, но термин "зубчатое колесо" относится как к шестерне, так и к колесу.

Зубчатые передачи являются наиболее распространенными в современном машиностроении благодаря своим преимуществам в сравнении с другими видами передач.

Достоинствами зубчатой передачи являются: возможность применения в широком диапазоне передаваемых мощностей до десятков тысяч КВт и скоростей до 150 м/с, постоянство передаточного числа, высокий КПД до 0.99, большая долговечность и надежность в работе, простота обслуживания, сравнительно малые нагрузки на валы и их опоры, технологичность изготовления.

К недостаткам зубчатой передачи следует отнести: шум и вибрацию при больших скоростях, высокие требования к точности изготовления и монтажа, отсутствие предохранения от возможных опасных перегрузок.

2.4.1 Определяем передаточное отношение ременной (цепной) передачи и передаточные числа всех ступеней привода;

и тд.;

2.4.3 Определяем угловые скорости вращения всех валов привода;

2.4.4 Определяем вращающие моменты на всех валах привода.

2.4.5 Делаем вывод по сделанным расчетам

3 Определение используемого типа подшипника из задания на кп

3.1 Расчёт надежности подшипника

3.1.1 Расчет номинальной долговечности подшипника в млн. оборотов

L_n = ( C / P )  , [млн. оборотов],

где С – грузоподъёмность, Р – эквивалентная динамическая нагрузка,  = 0,3 для шариков,  = 0,33 для роликов.

3.1.2 Расчет номинальную долговечность в часах

L_{h =} L_n 10⁶ / (60 n) , [часов],

где n – частота вращения вала.

3.1.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки

P = ( V X0 F_r + Y0 F_a ) K_Б K_Т, (Н)

где F_r , F_a – радиальная и осевая реакции опор в ньютонах;(Табл. 2)

V – коэффициент вращения вектора нагрузки ( V = 1 если вращается внутреннее кольцо, V = 1,2 если вращается наружное кольцо)

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипников, (Табл. 2);

К_Б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических условий работы (К_Б = 1 - спокойная, К_Б = 1,3 – умеренная работа, К_Б = 2,5- с сильными толчками) (по таблице задания).

К_Т – коэффициент температурного режима (до 100^оС К_Т =1, от 120^оС до 150^о К_Т =1,25, от 150^оС до 200^оС К_Т =1,4) (по таблице задания).