- •Привод ленточного конвейера
- •Содержание
- •1 Кинематический расчет привода
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
- •1.3 Определение угловых скоростей и частот вращения валов привода Согласно кинематической схеме:
- •2 Определение вращающих моментов действующих на валах привода
- •3 Расчет зубчатых передач редуктора на контактную и изгибную прочность
- •3.1 Проектный расчёт на контактную прочность зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора
- •3.1.1 Определение коэффициента ψba 3-4
- •3.1.2 Определение коэффициента кн β3-4
- •3.1.3 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения материала колес
- •3.1.4 Определение межосевого расстояния
- •3.1.5 Определение предварительных геометрических параметров зубчатой передачи 3-4
- •3.2 Проверочный расчет на контактную прочность поверхности зубьев колес передач 3-4
- •3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.
- •3.4 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4
- •3.5 Расчет зубчатых передач по программе zub.
- •4 Эскизное проектирование редуктора
- •4.1 Конструирование валов
- •4.1.1 Конструирование входного вала
- •4.1.2 Конструирование промежуточного вала
- •4.1.3 Конструирование тихоходного вала
- •4.2. Предварительный подбор подшипников качения
- •4.3. Расчет шпоночного соединения
- •4.3.1 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
- •4.3.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
- •4.4 Конструирование зубчатых колес
- •4.4.1 Зубчатое колесо тихоходного вала
- •4.4.2 Зубчатое колесо промежуточного вала
- •5. Расчет на долговечность подшипников качения промежуточного вала
- •5.1 Составление расчетной схемы промежуточного вала
- •5.2. Определение модулей сил действующих в передачах 1-2 и 3-4
- •5.3. Определение реакций, действующих в местах расположения подшипников
- •5.4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности и долговечности
- •6 Расчет промежуточного вала на статическую прочность и сопротивление усталости
- •7 Назначение расчет и анализ посадок
- •7.1 Расчет посадки с натягом соединения промежуточный вал – колесо
- •7.1.1 Анализ посадки с зазором
- •7.1.2 Анализ посадки с натягом
- •8 Конструирование корпуса редуктора
- •9 Смазка
- •9.1 Выбор смазочных материалов
- •9.2 Смазывание подшипников
- •10 Проектирование привода
- •10.1 Выбор муфты
- •11 Сборка редуктора
- •Список используемой литературы:
5.2. Определение модулей сил действующих в передачах 1-2 и 3-4
Определение окружных усилий и :
;
Н;
Н;
Определение радиальных усилий и :
;
Н;
Н;
Определение осевых усилий и :
;
Н;
Н;
5.3. Определение реакций, действующих в местах расположения подшипников
= 60 – a,
где, a – смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника.
Для шариковых радиально – упорных однорядных подшипников согласно [1, с. 101]:
;
Ширину В, угол α и диаметры d, D принимают согласно табл. 24.15 [1,с. 421],
,
= 60 –22.54 = 37.46 мм,
= 48.52 мм,
= 56.5 – а = 56.5 – 22.54 = 33.16 мм.
Найдем реакции , , , :
Рассмотрим горизонтальную плоскость:
;
Рассмотрим вертикальную плоскость:
,
,
Полные реакции и определим по формулам:
Н;
Н;
5.4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности и долговечности
Под динамической грузоподъемностью для радиальных и радиально – упорных подшипников понимают постоянную радиальную нагрузку, при действии которой группа идентичных подшипников проработает без повреждений 1 млн. оборотов.
Подбор производят для обеих опор вала. В некоторых изделиях, например, в редукторах для обеих опор применяют подшипники одного типа и одного размера. Тогда подбор производят по более нагруженной опоре.
Шариковые подшипники радиально однорядные воспринимают радиальную нагрузку, но могут воспринимать и осевую нагрузку, которая не должна превышать 70% от неиспользованной радиальной.
Фактическая осевая нагрузка:
Fa факт = Fa3 - Fa2 = 1546 -326.6 = 1219.6 Н.
Расчет ведем по более нагруженной опоре подшипника.
Fa факт< (Cr-RА),
где Cr – базовая динамическая грузоподъемность.
для предварительно выбранных подшипников средней серии с d=35мм Cr=42.6 кН. [1, c. 421].
Получаем: 1220 < 28512.17.
Следовательно, выбранные подшипники проходят проверку по динамической грузоподъемности.
Долговечность соответствует 90% надежности и распространяется на обычные подшипниковые стали при нормальных условиях эксплуатации (правильная установка подшипника, правильном способе смазки и др.)
Если в некоторых случаях свойства материала или условия эксплуатации отличаются от обычных, а также при необходимости расчета при повышенных требованиях к надежности определяют скорректированную расчетную долговечность.
Для выбранных подшипников из таблицы 7.1 [1,с.104] выписываем X =0.5, Y = 0,37.
Определим ресурс предварительно выбранного радиального шарикового подшипника L10ah, который должен быть больше заданного срока службы t:
,
где t = 24528 часов – требуемая долговечность (см. пункт 3.1.1);
a23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.
Для обычных условий применения подшипников (материал обычной плавки, наличие перекосов колец, отсутствие надежной гидродинамической пленки масла) значение коэффициента а23 для шарикоподшипников 0.7…0.8 [1,с. 108].
Принимаем а23 = 0.7;
а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности принимают по табл. 7.5 [1,с. 108],
а1 = 1;
nIII = 484.69 об/мин – частота вращения промежуточного вала;
РЕ - эквивалентная динамическая нагрузка при переменном режиме нагружения;
;
Р1, Р2, Р3, L1, L2, L3 смотрим по техническому заданию:
P1 = 1.8 Pr; L1=0.003L;
P2 = Pr; L2=0.3L;
P3 = 0.5Pr; L3=0.7L;
Рr - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;
;
V – коэффициент вращения кольца: V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки и V = 1.2 при вращении наружного кольца;
в нашем случае V = 1,
Fr – радиальная нагрузка на подшипник;
Fr= Rа = 4642 Н;
Fa – осевая нагрузка на подшипник;
Fa = Fa факт = 1219.6 Н;
Кб =1,8 – коэффициент безопасности;
КТ – температурный коэффициент [1,с. 107]
КТ = 1 для рабочих температур менее 100 градусов.
Н,
Н;
часов.
Так как расчетный ресурс больше требуемого: L10ah>t (33101.2>24528), то предварительно выбранные подшипники отвечают условиям долговечности. Таким образом, назначаем шариковые радиально-упорные подшипники. Для быстроходного и тихоходного вала методика подбора подшипников аналогичная.