Главная      Учебники - Производство     Лекции по производству - часть 5

 

поиск по сайту            

 

 

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  347  348  349   ..

 

Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов

 

Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов

Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов

Министерство образования и науки Украины

Национальный аэрокосмический университет

им Н.Е. Жуковского

Кафедра теоретической механики и машиностроения

Ленточный конвейер для перемещения штучных грузов

Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине

«Конструирование машин и механизмов»

XAИ.104.134.09В.090259.0601100.ПЗ

Выполнил:студент 134 гр

Кулишенко Е.О

Руководитель: доцент

Ковеза Ю.В

Харьков 2009г.


Техническое предложение

Целью данного курсового проекта является проектирование ленточного конвейера с коническо-цилиндрическим редуктором для перемещения штучных грузов. (см. рис. 1).

Рис. 1

1- барабан;

2- компенсирующая муфта;

3- редуктор;

4- упругая муфта;

5- двигатель.

Курсовой проект является самостоятельной конструкторской работой студента. При его выполнении закрепляются знания по курсу, развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.

Приводом называется устройство, приводящее в движение машину или механизм.

Данная конструкция является приводным устройством, которое состоит из: электродвигателя, двух муфт, редуктора, барабана.

Привод включает в себя: источник энергии – двигатель, механическую передачу, ленточный конвейер, муфты.

Привод конвейера осуществляется электродвигателем, так как он наиболее компактный, удобный в эксплуатации и имеет стабильный режим работы.

Редуктор служит для понижения угловой скорости и передачи её на барабан. Мы используем зубчатый редуктор, двухступенчатый по разделенной схеме.

Для транспортировки штучных грузов служит лента, которая плотно посажена на барабан, который приводит её в движение за счёт вращения передаваемого от редуктора.

Соединение редуктора с двигателем осуществляется при помощи упругой муфты. Она обладает способностью амортизировать толчки и удары, демпфировать колебания. Выполняет компенсирующую функцию, допуская радиальное и угловое смещение валов. Для соединения барабана и редуктора будем использовать компенсирующую муфту. Она имеет высокую нагрузочную способность, способна передавать большие крутящие моменты, а также компенсировать небольшие смещения осей соединяемых валов (радиальное и угловое).

Преимущества схемы

Схема технологична, проста в эксплуатации. Данная схема отличается простотой конструкции благодаря использованию редуктора развёрнутой схемы. Схема подходит для работы в различных сферах промышленности: авиастроении, авиации, пищевой и угольно-добывающей промышленности, машиностроении и т.д.


1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение параметров исполнительного органа

Рис.2

Подбор ленты для транспортёра

F=F1 -F2 ,

где F - сила тяги перемещения грузов;

F1 =F2 e ,

f=0,3 -коэффициент трения;

a=180°-угол охвата;

F1 , F2 -разрывные силы действующие на ленту;

ef a =2,56;

α=180-угол охвата;

f=0,3-коэффициент трения.

F=1,64×F=1,64×F=1,64∙4000=6560 H.

где [q]=12 м/Н - допускаемое разрывное усилие.


=250 мм - ширина барабана;

i - число прокладок ленты;

Принимаем i=3.

Из справочника выбираем ленту: Лента 1,2-250-3-ТК-200-2-6-3,5-А-1 ГОСТ 2085.Тип 1,подтип 1,2,шириной 250 мм, с тремя прокладками из ткани ТК-200-2, с рабочей обкладкой толщиной 6 мм и нерабочей 3,5 мм из резины класса А.

Рассчитаем диаметр барабана: Dб =i∙100=3∙100=300 мм.

1.2 Расчет потребной мощности и подбор электродвигателя.

Потребную мощность Pпотр определим из соотношения:

Pпотр =F∙V=4000∙1,5= 6000(Вт),

где F - сила тяги для перемещения грузов, Н;

V – скорость движения ленты конвейера, м/с.

Определим требуемую мощность электродвигателя Рдв :

где η – КПД привода.

КПД привода определим по формуле:

η= ηI ηII ∙ηоп ∙η2 м =0,96∙0,95∙0,992∙0,992 = 0.89,

где ηI = 0,96 – КПД конической ступени;

ηII =0,95– КПД цилиндрической ступени;

ηоп = 0,992 – КПД опоры;

ηм = 0,99 – КПД муфты.

Подставим полученное численное значение η в выражение:

С учетом расчетной мощности Pдв из справочника [3] выбираем двигатель, номинальная мощность которого должна быть равна или больше расчетной мощности двигателя, т.е. принимаем Pдв равным 7,5 кВт.

Частота вращения приводного вала:

мин-1

где – диаметр барабана, мм.

Передаточное отношение редуктора, в зависимости от стандартных значений частоты вращения вала двигателя находим из соотношения: i=nдв /nп , где nдв – синхронная частота вращения двигателя, мин-1 ; nп – частота вращения приводного вала. Результаты вычислений сводим в таблицу 1:

Таблица 1

P, кВт пдв синхр , мин-1 i
7,5 750 7,8
7,5 1000 10,4
7,5 15,6
7,5 3000 31,4

Принимаем двигатель которому соответствует передаточное число и частотой nдв =1500 мин-1 .

Выбираем двигатель 4АМ132S4У3 ГОСТ 1553-70. Трехфазный асинхронный двигатель 4-й серии с высотой вращения оси 132(мм), с установочными размерами по длине станины S, 4-х полосный. Климатического исполнения У (для районов умеренного климата), категории 3.

Габаритные размеры: l30 = 435мм, h31 = 285мм, d30 = 246мм.

Присоединительные размеры выбранного двигателя: l10 =140 мм, l31 =89мм, d1 =38 мм, d10 =12 мм, b10 =216 мм, h=132 мм.

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Зная передаточное отношения всего редуктора, определим передаточное отношения каждой ступени.

Номинальная частота вращения асинхронного электродвигателя

nдв =1455 мин-1 .

С учетом этого

Распределяем передаточное отношение по ступеням

где - передаточное отношение первой ступени;

- передаточное отношение второй ступени.

Рассмотрим быстроходную и тихоходную ступени.

nпром = nдв / = 1455/3,54=411,02 (мин-1 );

nтих = nпром / = 411,02/4,28=96,03 (мин-1 );

Рбыстр = Рдв ∙ηм = 6,7∙0,99 = 6,63 (кВт);

Ртих = Рбыстр ∙ηI = 6,63∙0,96 = 6,37 (кВт),

где ηм – КПД упругой муфты;

ηI – КПД быстроходной ступени;

Рбыстр – мощность быстроходной ступени, кВт;

Ртих – мощность тихоходной ступени, кВт.

Вращающий момент на быстроходном валу:

Нм.

Вращающий момент на тихоходном валу определяем по формуле:

Нм.


2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала зубчатых колёс

Материал зубчатых колес выбирается по необходимой твердости, прочности и возможности термообработки. От выбранного материала зависят размеры, масса, технологичность, а так же стоимость изготовления. Оптимальными материалами являются легированные стали 40Х, 40ХН, 30ХГСА. Выберем сталь марки 30ХГСА ГОСТ 4543-71 с закалкой токами высокой частоты.

2.2.Силовой расчет зубчатых передач.

Исходные данные и результаты расчетов сводим в таблицы.

Табл. 3

Исходные данные
Наименование параметра Обозначение Быстроходная ступень Тихоходная ступень
Мощность, кВт P 6.63 6.37
Передаточное число U 3 5
Частота вращения, мин-1 n 1455 485
485 97
Срок службы, ч Lh 25000
Режим работы постоянный
Тмахном 2.2
Угол зацепления, град 20°
Степень точности 7-B
Заготовка Шестерня поковка
Колесо поковка
Марка стали Шестерня 30ХГСА
Колесо
Термообработка Шестерня Закалка ТВЧ
Колесо
Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC Шестерня HB 50 54
Колесо 47 49
Смещение Шестерня x 0
Колесо
Количество зубьев Шестерня Z 20 20
Колесо 60 100

Результаты расчета конической зубчатой передачи сведены в таблицы (Табл. 4 – Табл. 10).

Табл. 4

Определение допускаемых контактных напряжений
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Количество нагружений за один оборот с Ш 1
К 1
Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш 2.183∙109
К 7.275∙108
Базовое число циклов, млн. NHB NHB =30∙(HB)2.4 Ш 8.59∙107
К 7.405∙107
Показатель степени m т.к. Nk> NHB Ш 20
К 20
Коэффициент долговечности ZN ZN = Ш 0.851
К 0.892
Коэффициент запаса прочности SH для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев Ш 1.2
К 1.2
Предел контактной выносливости, МПа σHlim σHlim =17HRC+200 Ш 1050
К 999
Допускаемое контактное напряжение, МПа [σ]H Ш 670
К 668
Принимаем [σ]H 668

Табл. 5

Определение делительного диаметра и модуля
Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения
Вспомогательный коэффициент 0.28
Вспомогательный коэффициент Kd Для прямозубых передач Kd =1013 1013
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий K ГОСТ 21354-87 1.439
Коэффициент скорости KHV приближенно 1.1
Коэффициент нагрузки KH 1.583
Крутящий момент на шестерне, Hм T 43.5
Делительный диаметр на торце, мм 64.23
Модуль на торце, мм Расчетный 3.21
Принятый ГОСТ 9563-60 4
Внешний делительный диаметр, мм Шестерня 80
Колесо 240
Средний делительный диаметр, мм Шестерня 70
Колесо 211
Число зубьев плоского колеса 63.246
Внешнее конусное расстояние, мм 126.49
Ширина венца,мм Расчетная 35.42
Принятая 30
Вспомогательный коэффициент 0.237

Табл. 6

Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Количество циклов нагружения. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш 2.183∙109
К 7.275∙108
Базовое число циклов. N Для обоих колес: Ш 4∙106
К
Показатель степени m Для данного вида термообработки Ш 9
К
Коэффициент долговечности YN Ш 1
К 1
Коэффициент, учитывающий размеры колеса Yx Ш 1.044
К 1.020
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки Yk Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: Ш 1
К
Коэффициент запаса прочности SF По табл.2.4[6] Ш 1.7
К
Предел выносливости при изгибе, МПа σFlim 0 По табл.2.4[6] Ш 580
К
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа F ] Ш 355
К 348
Допускаемое контактное напряжение, МПа [σ]H Ш 670
К 668
Предел выносливости при изгибе, МПа σFlim 0 По табл.2.4[6] Ш 1800
К
Коэффициент запаса прочности SFmax ГОСТ 21354-87 Ш 1.75
К
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа F ]max Ш 1070
К 1049

Табл. 7

Проверочный расчет на контактную выносливость
Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления для эвольвентного зацепления 2.5
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5 для сталей 190
Коэффициент торцового перекрытия 1.667
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий 0.882
Окружная скорость, м/с V 6.095
Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля без модификации ГОСТ 21354-87 0.14
Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс g0

для модуля до m=3.55

ГОСТ 21354-87

5.3
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм WHV 38.885
Окружная сила, Н Ft 1243
Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку KHV 1.938
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий K ГОСТ 21354-87 1.35
Коэффициент нагрузки KH 2.617
Действующее контактное напряжение, МПа 663
Сравнение с допускаемым, % -0.76

Табл. 8

Определение действующих напряжений для расчета на изгиб
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений YFS Ш 4.915
К 4.247
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий K 1.359
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку KFV 1.938
Коэффициент нагрузки KF 2.634
Действующее изгибное напряжение, МПа F ] Ш 355
К 348
Сравнение с допускаемым Ш -48
К -47

Табл. 9

Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Действующее максимальное контактное напряжение, МПа 991
Сравнение с допускаемым, % -52
Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа 402
Сравнение с допускаемым, % -62

Результаты расчета цилиндрической зубчатой передачи сведены в таблицы (Табл. 10 – Табл. 15).

Табл. 10

Определение допускаемых контактных напряжений
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Количество нагружений за один оборот с Ш 1
К 1
Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш 7.275∙108
К 1.455∙108
Базовое число циклов, млн. NHB NHB =30∙(HB)2.4 Ш 1.033∙108
К 8.184∙107
Показатель степени m т.к. Nk> NHB Ш 20
К 20
Коэффициент долговечности ZN ZN = Ш 0.907
К 0.972
Коэффициент запаса прочности SH для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев Ш 1.2
К 1.2
Предел контактной выносливости, МПа σHlim σHlim =17HRC+200 Ш 1118
К 1033
Допускаемое контактное напряжение, МПа [σ]H Ш 761
К 753
Принятое 753

Табл. 11

Определение делительного диаметра и модуля
Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий K ГОСТ 21354-87 1.127
Вспомогательный коэффициент Kd

Для прямозубых передач

Kd =770

770
Относительная ширина венца Ψbd Для проектировочного расчета 0.6
Крутящий момент на шестерне, Hм T 125.4
Расчетный делительный диаметр, мм dW 61.078
Модуль, мм Расчетный m 3.054
Принятый m ГОСТ 9563-60 2.5
Делительный диаметр, мм Шестерня dW 50
Колесо 250
Межосевое расстояние, мм aW 150
Ширина венца, мм Расчетная bW 30
Принятая 44

Табл. 12

Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Количество циклов нагружения. Nk Nk=60∙c∙n∙Lh Ш 7.275∙108
К 1.455∙108
Базовое число циклов. N Для обоих колес: Ш 4∙106
К
Показатель степени m Для данного вида термообработки Ш 9
К
Коэффициент долговечности YN Ш 1
К 1
Коэффициент, учитывающий размеры колеса Yx Ш 1.044
К 1.019
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки Yk Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: Ш 1
К
Коэффициент запаса прочности SF По табл.2.4[6] Ш 1.7
К
Предел выносливости при изгибе, МПа σFlim 0 По табл.2.4[6] Ш 580
К
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа F ] Ш 356
К 348
Допускаемое контактное напряжение, МПа [σ]H Ш 761
К 753
Предел выносливости при изгибе, МПа σFlim 0 По табл.2.4[6] Ш 1800
К
Коэффициент запаса прочности SFmax ГОСТ 21354-87 Ш 1.75
К
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа F ]max Ш 1074
К 1049

Табл. 13

Проверочный расчет на контактную выносливость
Наименование параметра Обозначение Формула (источник) Значения
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления для эвольвентного зацепления 2.5
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5 для сталей 190
Коэффициент торцового перекрытия 1.688
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий 0.878
Окружная скорость, м/с V 1.27
Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля без модификации ГОСТ 21354-87 0.14
Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс g0 для модуля до m=3.55 ГОСТ 21354-87 4.7
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм WHV 4.576
Окружная сила, Н Ft 5017
Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку KHV 1.04
Относительная ширина венца Ψbd 0.88
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий K ГОСТ 21354-87 1.227
Коэффициент нагрузки KН 1.276
Действующее контактное напряжение, МПа 779
Сравнение с допускаемым, % -1.33

Табл. 14

Определение действующих напряжений для расчета на изгиб
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений YFS Ш 4.13
К 3.602
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий K 1.118
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку KFV 1.276
Коэффициент нагрузки KF 1.163
Действующее изгибное напряжение, МПа F ] Ш 219
К 191
Сравнение с допускаемым Ш -38
К -45

Табл. 15

Определение действующих напряжений для расчета на максимальные нагрузки
Наименование параметра Обозначение Формула Значения
Действующее максимальное контактное напряжение, МПа 1156
Сравнение с допускаемым, % -46
Действующее максимальное изгибное напряжение, МПа 482
420
Сравнение с допускаемым, % -55
-65

Определяющим является расчет на контактную прочность зубьев. При расчете на контактную прочность недогрузка составляет -0.76% и -1.33% для быстроходной и тихоходной ступени соответственно. При расчете на изгибные и максимальные напряжения недогрузка колес более 50%. Это свидетельствует о том, что при увеличении изгибной и максимальной нагрузки даже на 50% не приведет к выходу из строя зубчатой передачи.

ленточный конвейер штучный груз


3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

3.1 Проектировочные расчеты валов

Определим диаметры валов из расчета только на кручение по следующей формуле:

- допускаемое касательное напряжение при кручении;

Т - вращающий момент на валу;

d – диаметр вала.

Для валов редукторов общего машиностроения условное допускаемое напряжение принимают из диапазона МПа, мы примем его равным 40 МПа [7].

Определяем диаметр оси из условия изгибной прочности:

Где - максимальный изгибающий момент;

- допускаемое напряжение;

- коэффициент полноты сечения .

Расчеты диаметров валов и осей занесены в таблицу 10.


Таблица 10

Диаметр быстроходного вала
(мм) принимаем (мм)
Диаметр промежуточного вала
(мм) принимаем (мм)
Диаметр тихоходного вала
(мм) принимаем (мм)

После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию, т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем шпоночные пазы. Ступенчатая форма вала должна позволять свободно передвигаться каждой детали вдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочном месте в осевом направлении.

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

При выборе подшипников, на первом этапе конструирования редуктора исходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно с уточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузки подшипника пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболее рационально подшипники.

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники. Этот тип в основном предназначен для восприятия радиальных нагрузок, но может воспринимать и осевые нагрузки.

Опоры выполняем с простейшим осевым креплением. Один подшипник предотвращает осевое смещение вала в одном направлении, а другой – в другом. Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворот колец при динамических нагрузках. Применим упор в заплечик вала.

На быстроходный вал, в первом приближении, выбираем подшипник из тяжёлой серии:

405 ГОСТ 8338-75;

На промежуточный и тихоходный валы выбираем подшипник из тяжёлой и лёгкой серии:

на промежуточный:

407 ГОСТ 8338-75;

на тихоходный:

214 ГОСТ 8338-75.

3.3 Составление компоновочной схемы

Рис.2 1-быстроходный вал; 2-первая ступень редуктора; 3-вторая ступень редуктора; 4-тихоходный вал; 5-подшипники тихоходного вала; 6-подшипники промежуточного вала; 7-подшипники быстроходного вала; 8-промежуточный вал


4. ВЫБОР МУФТ

Стандартизованные муфты подбираются по допускаемому вращающему моменту и диаметру валов, так же учитываются габариты.

Основная характеристика муфты – расчетный вращающий момент , где - коэффициент режима работы.

4.1 Подбор упругой муфты

Назначение упругих муфт – снижение ударной нагрузки и предотвращение опасных колебаний. Кроме того, упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного положения валов. С помощью упругих муфт можно предотвратить возможность появления резонансных колебаний. Упругая муфта состоит из двух полумуфт и упругих элементов.

Основными типами упругих муфт являются втулочно-пальцевая МУВП, со звездочкой и с торообразной оболочкой. Наиболее выгодной по габаритам является муфта со звездочкой, ее и будем использовать.

Расчетный вращающий момент Нм.

Характеристика муфты со звездочкой (таблица 12).

Таблица 11

Наименование муфты Станд. момент Нм Расчетный момент, Нм Габариты (диаметр, длина), мм Допуск. радиал. смещение Доп. угловое смещение, град. Предел. частота вращения
Со звездочкой 125 42 105/188 0,4 1 1980

Выбираем упругую со звездочкой муфту 125-30-I.2-25-I.2-УЗ ГОСТ 1408.4-76 m=2,5 мм, z=38 [7].

Диаметр одной полумуфты выбираем 30 мм(растачивается до 32 мм), чтобы обеспечить сопряжение с валом двигателя. Диаметр другой полумуфты выбираем 25 мм для сопряжения с быстроходным валом редуктора.

4.2 Подбор компенсирующей муфты

Компенсирующие муфты предназначены для соединения валов с небольшими взаимными смещениями осей, связанными с неточностями изготовления, монтажа и упругими деформациями.

Мы будем использовать компенсирующую зубчатую муфту.

Зубчатая муфта состоит из двух втулок с внешними зубьями надетых на них обойм с внутренними зубьями. Зубчатые муфты обладают существенными достоинствами, которые определили их широкое применение:

а) большой несущей способностью и надежностью при малых габаритах вследствие большого числа одновременно работающих зубьев;

б) допустимостью значительных частот вращения.

Расчетный вращающий момент

Нм

Где -коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи,

- коэффициент, учитывающий условия работы,

- коэффициент углового смещения,

-номинальный момент вращения.

Характеристики зубчатой муфты (таблица 13).

Таблица 12

Наименов-е муфты Станд. момент, Нм Расчетный момент, Н∙м Габариты (диаметр, длина), мм Допуск. радиол. смещение Доп. угловое смещ-е, град. Предел. частота вращения
Зубчатая 2500 1572 185/220 0 1,5 4500

Выбираем зубчатую муфту 2500-60-І.2-УЗ ГОСТ 50895-96.


5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ РЕСУРС

Подшипники уже были предварительно выбраны по диаметру вала (см. пункт 3.2), поэтому проводимые ниже расчеты сводятся к проверке выбранного подшипника и уточнению его типа, диаметра и серии. Выбор подшипника по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы [4].

Стандартные подшипники выбирают по динамической грузоподъемности. Она определяется следующим образом:

Где

- расчетный ресурс,

- для шариковых подшипников,

- коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности,

- коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал и условия эксплуатации - для обычных условий работы,

- эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников,

- радиальная нагрузка,

- коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца),

коэффициент вращения (для сателлита),

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,

- температурный коэффициент (при ).

Расчетной схемой для вала, опирающегося на подшипники, является балка на двух опорах. Из действующих сил (нормальные и силы трения) рассматривают только нормальные силы. Это связано с тем, что коэффициент трения в зубчатом зацеплении очень мал благодаря отполированным поверхностям зубьев и хорошей смазке.

Проведем проверочный расчет подшипников. Отметим то факт, что одна из опор выполняется фиксирующей, а вторая - плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления и температурные деформации

Проведем проверочный расчет подшипников. Расчеты сведем в таблицы 13 - 16.

Таблица 13 – быстроходный вал.

Схема
Вал Разм. Формула Результат
a мм Размер взят с компоновочного чертежа 68
b Размер взят с компоновочного чертежа 52
c Размер взят с компоновочного чертежа 30
Ft Н -
Fr -
Fm , 12,2
RAB 24,4
RA Г -
RBB 12,2
RB Г -
RA 24,4
RB 12,2
F 32
L 380
Cp 558
N подш -ка/Ск, Н 1000906 (С=41000)

Таблица 14 – ось сателлита 1-й ступени

Схема
Вал Разм. Формула Результат
a мм Размер взят с компоновочного чертежа 16
b -
c -
Ft Н 397
Fr -
RAB -
RA Г -
RBB -
RB Г -
RA 795
RB -
F 1240
L 367
Cp 14791
N подш-ка/Ск, Н 92203 (С=17200)

Таблица 15 – ось сателлита 2-й ступени.

Схема
Вал Разм. Формула Результат
a мм Размер взят с компоновочного чертежа 30
b -
c -
Ft Н 2023
Fr -
RAB -
RA Г -
RBB -
RB Г -
RA 4046
RB -
F 6311
L 64
Cp 41069
N подш-ка/Ск, Н 53508 (С=73600)

Таблица 16 – тихоходный вал

 

 

 

 

 

 

 

содержание   ..  347  348  349   ..

 

Схема
Вал Разм. Формула Результат
a мм Размер взят с компоновочного чертежа 80
b Размер взят с компоновочного чертежа 60
c -
Ft Н -
Fr -
Fm 1818
RAB 1364
RA Г -
RBB 3183
RB Г -
RA 1364
RB