Файл: Техническое задание в данной работе спроектирован привод цепного конвейерапо следующим исходным данным Окружное усилие на звёздочках F.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.01.2024
Просмотров: 52
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
(0) = 0 H∙м; Мz(0,159)= 11777 ∙ 0,159= 6948 H∙м
3)В направлении XOY действует силаFt (рисунок 8, г), которая для удобства расчётов совмещена с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY:
RA2 = RB2 = Ft / 2 = 12337 / 2 = 6168,5H (6.10)
Изгибающие моменты в направлении X:
Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0,385
Mx = RA2∙x1 (6.11)
Mx(0) = 0 H∙м; Mx(0,385) = 0,159 ∙ 6168,5 = 980 Н∙м
Участок №2 0 ≤ х2 ≤ 0,385
Mx = RВ2∙x2(6.12)
Mx(0) = 0 H∙м; Mx(0,385) = 0,159 ∙ 6168,5 = 980 Н∙м
4)По величинам ординат эпюр Мхи Мzвыявлены опасные (расчётные) сечения3, 4 быстроходного вала. Суммарный изгибающий момент
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении M, Н∙м:
М = (Мz2 + Mx2)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
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; Кб– коэффициент безопасности [2]; Кт– температурный коэффициент, вводимый при t>100 °С. [3]
Расчётную долговечность Lh, следует принимать по ГОСТ 16162: для червячных – 10000 ч. Ресурс подшипников Lh
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, ресурсLh=10000ч, класс нагрузки Н0,8, Fa = 9746.901H.
Решение: подшипники рассчитаны прямым подбором. [3]
Fr1 = (R2A1 + R2A2)1/2 = (4552 + 6168,52)1/2 = 6185 Н (7.2)
Fr2 = (R2В1 + R2В2)1/2 = (117772 + 6168,52)1/2 = 13295 Н (7.3)
S1 = 0,83еFr1 = 0,83 ∙ 0,319 ∙ 12337 = 3266 Н (7.4)
S2= 0,83еFr2 = 0,83 ∙ 0,319 ∙ 12337 = 3266 Н (7.5)
Fa1 = Fa + S2 = 9747 + 3266 = 13013H (7.6)
Fa2 =S1 = 3266H (7.7)
Fa1 / Fr1 = 13013 / 12337>e. X1 = 0,4 Y1 = 2,1. (7.8)
Fa2 / Fr2 = 535 / 10131< e. X2 = 1, Y2 = 0. (7.9)
P1 = (X1VFr1 + Y1Fa1) Kб= (0,4 ∙ 12337+ 2,1 ∙ 13013) ∙ 1,4 =45167Н. (7.10)
Р2 = Fr2Kб = 12337 ∙ 1,4 = 17272 Н. (7.11)
Расчётным является подшипник 1, так как Р1>P2.
Р1э = 0,8Р1 = 0,8 ∙ 45167 = 36134 Н. (7.12)
Таблица 7.1 – Параметры конических радиально-упорных роликоподшипников
С1п< С (7.13)
254,5кН < 286 кН
Вывод:условие (7.13) выполнено. Для обеих опор приняты подшипники серии 67222А.
Ресурс выбранного подшипникаLh, ч:
ч> [20800 ч].
Вывод:ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.
8 КОНСТРУИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Корпусные детали предназначены для размещения деталей передачи,обеспечения правильного взаимного расположения сопряжённых деталей, восприятия нагрузок, защиты рабочих поверхностей зубчатых колёс и подшипников от загрязнений окружающей среды, размещения масла, защиты его от выброса в окружающую среду, отвода теплоты. Основным критерием работоспособности корпуса является жёсткость.
Корпусные детали имеют сложную форму и наибольшую стоимость из всех деталей редуктора. Большинство редукторов имеют разъёмный корпус для удобства изготовления и сборки. Обычно делают разъём в плоскости осей валов и параллельно плоскости основаниядля удобства механической обработки. Корпусные детали получают методом литья (массовое производство) либо сваркой (единичное и мелкосерийное производство).
Размеры литого основных элементов корпуса приведены в таблице 14.
Таблица 8.1–Размеры основных элементов корпуса
3)В направлении XOY действует силаFt (рисунок 8, г), которая для удобства расчётов совмещена с вертикальной плоскостью. Искомые реакции опор определены аналогично плоскости ZOY:
RA2 = RB2 = Ft / 2 = 12337 / 2 = 6168,5H (6.10)
Изгибающие моменты в направлении X:
Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0,385
Mx = RA2∙x1 (6.11)
Mx(0) = 0 H∙м; Mx(0,385) = 0,159 ∙ 6168,5 = 980 Н∙м
Участок №2 0 ≤ х2 ≤ 0,385
Mx = RВ2∙x2(6.12)
Mx(0) = 0 H∙м; Mx(0,385) = 0,159 ∙ 6168,5 = 980 Н∙м
4)По величинам ординат эпюр Мхи Мzвыявлены опасные (расчётные) сечения3, 4 быстроходного вала. Суммарный изгибающий момент
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении M, Н∙м:
М = (Мz2 + Mx2)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; Кб– коэффициент безопасности [2]; Кт– температурный коэффициент, вводимый при t>100 °С. [3]
Расчётную долговечность Lh, следует принимать по ГОСТ 16162: для червячных – 10000 ч. Ресурс подшипников Lh
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, ресурсLh=10000ч, класс нагрузки Н0,8, Fa = 9746.901H.
Решение: подшипники рассчитаны прямым подбором. [3]
-
Радиальные нагрузки на подшипники:
Fr1 = (R2A1 + R2A2)1/2 = (4552 + 6168,52)1/2 = 6185 Н (7.2)
Fr2 = (R2В1 + R2В2)1/2 = (117772 + 6168,52)1/2 = 13295 Н (7.3)
-
Принят угол α = 12о, тогда коэффициент осевогонагружения е = 1,5tgα = 0,319.
-
Осевые составляющие
S1 = 0,83еFr1 = 0,83 ∙ 0,319 ∙ 12337 = 3266 Н (7.4)
S2= 0,83еFr2 = 0,83 ∙ 0,319 ∙ 12337 = 3266 Н (7.5)
-
Результирующие осевые нагрузки:
Fa1 = Fa + S2 = 9747 + 3266 = 13013H (7.6)
Fa2 =S1 = 3266H (7.7)
Fa1 / Fr1 = 13013 / 12337>e. X1 = 0,4 Y1 = 2,1. (7.8)
Fa2 / Fr2 = 535 / 10131< e. X2 = 1, Y2 = 0. (7.9)
-
Приведённые нагрузки приV = 1, Kб = 1,4, КТ = 1.
P1 = (X1VFr1 + Y1Fa1) Kб= (0,4 ∙ 12337+ 2,1 ∙ 13013) ∙ 1,4 =45167Н. (7.10)
Р2 = Fr2Kб = 12337 ∙ 1,4 = 17272 Н. (7.11)
Расчётным является подшипник 1, так как Р1>P2.
-
Эквивалентная нагрузка
Р1э = 0,8Р1 = 0,8 ∙ 45167 = 36134 Н. (7.12)
-
Потребная динамическая грузоподъёмность С1п, кН: -
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 | |
С1п< С (7.13)
254,5кН < 286 кН
Вывод:условие (7.13) выполнено. Для обеих опор приняты подшипники серии 67222А.
Ресурс выбранного подшипникаLh, ч:
ч> [20800 ч].Вывод:ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.
8 КОНСТРУИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
8.1 Конструирование элементов корпуса
Корпусные детали предназначены для размещения деталей передачи,обеспечения правильного взаимного расположения сопряжённых деталей, восприятия нагрузок, защиты рабочих поверхностей зубчатых колёс и подшипников от загрязнений окружающей среды, размещения масла, защиты его от выброса в окружающую среду, отвода теплоты. Основным критерием работоспособности корпуса является жёсткость.
Корпусные детали имеют сложную форму и наибольшую стоимость из всех деталей редуктора. Большинство редукторов имеют разъёмный корпус для удобства изготовления и сборки. Обычно делают разъём в плоскости осей валов и параллельно плоскости основаниядля удобства механической обработки. Корпусные детали получают методом литья (массовое производство) либо сваркой (единичное и мелкосерийное производство).
Размеры литого основных элементов корпуса приведены в таблице 14.
Таблица 8.1–Размеры основных элементов корпуса
| Параметры корпусных деталей | Формула | Значение, мм |
| Диаметр стяжных винтов – болтов корпуса |  | 22 |
| Толщина фланца по разъему |  | 33 |
| Расстояние между стяжными винтами |  | 220 |
| Расстояние от стенки до края фланца |  | 66 |
| Диаметр фундаментных болтов |  | 28 |
| Расстояние от стенки до края фланца лап |  | 66 |