Проектирование привода ленточного транспортера (стр. 2 из 6)

Рис.2 Расчетная схема быстроходного вала

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяются по формулам ([1], стр. 45), ([1], рис. 3.1):

Тб = 53.8 Нм – вращающий момент на быстроходном валу.

d = 31.555 мм

d_П = d - 2t, d_П = 30 мм – для подшипника;

(выбран коэффициент равный 7, потому что подшипники шариковые) принимается dk = 35мм диаметр быстроходного вала;

dм = 25 мм – диаметр под муфту.

3.1.2 Промежуточный вал

Рис.3 Расчетная схема промежуточного вала

где Т_пр – вращающий момент на промежуточном валу.

Тпр = Ттих/2ηUтих,

Где Ттих – вращающий момент на тихоходном валу,

Uтих – передаточное число,

η = 0.94 – КПД.

dк = 44.57 мм

(выбран коэффициент равный 6, потому что подшипники шариковые) принимается dк = 45мм посадочный диаметр ступицы;

r = 2.5мм фаска подшипника;

f = 2мм фаска колеса;

dп = dк + 3*r dп = 37.5 мм

принимается dп₁ = 40 мм диаметр под 1-й подшипник;

dп₂ = 50 мм диаметр под 2-й подшипник.

3.1.3 Тихоходный вал

Рис.4 расчетная схема выходного вала

d_Т = 5*³√Т_Т d_Т = 68.35 мм

(выбран коэффициент равный 5, потому что подшипники шариковые) принимается dk = 70мм диаметр тихоходного вала;

t_цил = 4.5мм высота заплечика;

r = 3мм координата фаски подшипника;

f = 2мм размер фаски колеса;

dп = d + 2tцил dп = 64 мм

принимается dп = 65мм диаметр под подшипник;

принимается dбп = 65мм посадочный диаметр ступицы,

dм – диаметр под полумуфту.

3.2 Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

Где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

L = 396 мм

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

4 Расчет подшипников качения

4.1 Выбор типа и схемы установки подшипников

Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала.

Промежуточный вал нагружен консольно, кроме того нагружен несимметрично, за счет чего одна опора нагружена существенно сильнее другой, схема подшипников назначается схема с одной опорой фиксирующей, а с другой - плавающей, то есть использую вторую типовую схему нагружения. Тихоходный и быстроходный валы нагружены по третьей типовой схеме нагружения: а именно, две опоры фиксирующие. Использую схему установки подшипников враспор, так как конструктивно она наиболее проста, чем установка в растяжку. Чтобы не происходило защемления в опорах, предусматривают при сборке осевой зазор= 0.2-0.5мм.

Информация о схемах установки подшипников: ( Стр. 52, рис. 3.9, схема 2а)

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники. Назначаются шарикоподшипники легкой серии для всех валов редуктора ([1], табл.24.10):

Для промежуточного вала:

-подшипник 308 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 40 мм, D = 90 мм, В= 23 мм, Cr = 41 кH, Cor = 22,4 кH.

-подшипник 310 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 50 мм, D = 110 мм, В = 27 мм, Cr = 61,8 кH, Cor = 36 кH.

Для быстроходного вала

-подшипник 306 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, Cr = 28,1 кH, Cor = 14.6 кH.

Для тихоходного вала

-подшипник 313 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 65 мм, D = 140 мм, В = 33 мм, Cr = 92,3 кH, Cor = 56 кH.

4.2 Расчет подшипников быстроходного вала

Рис.5 Расчетная схема быстроходного вала

Подшипники расчитываются на ресурс ([1], стр.115): t = 10000 час

Вращающий момент на быстроходном валу:

Tб = 53.8 Нм

Частота вращения быстроходного вала:

nб = 960 об/мин

Окружная и радиальная силы: (значения сил взяты из приложения 2)

Ft_б = 1582.8 Н Fr_б = 587.1 Н

Консольная нагрузка( стр. 108):

Fм = 100 √Tб Fм = 733,48 Н

Определение реакций в опорах от сил в зацеплении:

l_АВ = 90 мм l_АС = 185 мм

Горизонтальная плоскость.

Рис.6 Расчетная схема быстроходного вала. Горизонтальная плоскость

∑М(А) = 0

Fr*0.045 – Fa*0.034 – Fr_B*0.09 = 0

Fr_B = (Fa*0.034 – Fr*0.045)/0.09

Fr_B = -176.38 H

∑М(B) = 0

-Fr*0.045 - Fa*0.034 + Fr_A*0.09 = 0

Fr_A = (Fa*0.034 + Fr*0.045)/0.09

Fr_A = 410.61 H

Вертикальная плоскость.

Рис.7 Расчетная схема быстроходного вала. Вертикальная плоскость

∑М(А) = 0

Ft*0.045 – Fr_B*0.09 = 0

Fr_B =Ft*0.045/0.09

Fr_B = 791.4 H

∑М(B) = 0

-Ft*0.045 + Fr_A*0.09 = 0

Fr_A = Ft*0.045/0.09

Fr_A = 791.4 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

Fr_A = (Fr_AГ² + Fr_AB²)^1/2 = 891.58 H

Fr_B = (Fr_BГ² + Fr_BB²)^1/2 = 810.81 H

Плоскость с консольной нагрузкой.

Рис.8 Расчетная схема быстроходного вала. Плоскость с консольной нагрузкой

∑М(А) = 0

Fм*0.185 - Fм_B*0.09 = 0

Fм_B =Fм*0.185/0.09

Fм_B = 1506.7 H

∑М(B) = 0

Fм*0.095 + Fм_A*0.09 = 0

Fм_A = Fм*0.095/0.09

Fм_A = 773,3 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

Fr_Amax = Fr_A + Fм_A = 1664,21 H

Fr_Bmax = Fr_B + Fм_B = 2317,51 H

Осевые нагрузки, действующие на подшипники

Рис.9 Расчетная схема быстроходного вала. Осевые нагрузки

[1,стр.111]

e = 0.28(f₀Fa/C₀r)^0.23 = 1.04

Fa_1min = 0.83 * 1.04 * 1664,21 = 1436.36 H

Fa_2min = 0.83 * 1.04 * 2317,51 = 2000 H

Fa₁ = Fa₂ – 310.9

Fa₁ ≥ 1436,36

Fa₂ ≥ 2000

Fa₁ = 1683,1 H

Fa₂ = 2000 H

Расчет ведем по опоре В, т.к. она самая нагруженная:

Fa/(VFr) = 310.9/(1*587.1) = 0.53

Коэффициент вращения колеса равен 1, т.к. вращается внутренне кольцо относительно вектора радиальной силы V = 1.

e = 1.04 > 0.53, следовательно из рекомендаций, X = 1, Y = 0.

Тогда формула для эквивалентной радиальной динамической нагрузки

Pr = (XVFr + YFa)K_БK_T будет иметь вид:

Pr = VFrK_БK_T

Где V -коэффициент вращения кольца,

K_Б - коэффициент безопасности, учитывающий погрешность в определении нагрузки и динамической работы механизма.

Коэффициент динамичности принимается с расчетом на то, что редуктор будет использоваться при умеренных толчках; вибрационной нагрузке; кратковременных перегрузках до 150% от номинальной нагрузки:

Kб = 1.4

К_Т - температурный коэффициент, равный 1 при температуре, меньшей 100 С.

Тогда Pr = 2215,92 H

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90%:

, где

эквивалентная динамическая нагрузка,

- показатель степени, k = 3 для шариковых подшипников,

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника.

- частота вращения кольца, мин^-1,

- коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, равный 1 при вероятности 90%,

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, равный 0,7 при обычном режиме работы.

L_10ah = 1*0.7*(33200/2215.92)³ * 10⁶/60*960 = 0.12*10⁶ часов, что больше заданного ресурса 10⁵ часов работы.

Так как расчетный ресурс больше требуемого

, вероятность безотказной работы выше 90%.

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

рис.10 Расчетная схема тихоходного вала

Подшипники расчитываются на ресурс ([1], стр.115): t = 10000 час

Вращающий момент на тихооходном валу:

Tб = 1553.1 Нм

Частота вращения быстроходного вала:

nб = 32.5 об/мин

Окружная и радиальная силы:

(значения сил взяты из приложения 2)

Ftт = 7805.1 Н Frт = 2876.8 Н

Консольная нагрузка( стр. 108):

Fм = 250 √Tт Fм = 9852.3 Н

Определение реакций в опорах от сил в зацеплении:

l_АВ = 168 мм, l_АС = 296 мм

Горизонтальная плоскость.

Рис.11 Расчетная схема тихоходного вала. Горизонтальная плоскость

∑М(А) = 0

Fr*0.084 – Fa*0.199 – Fr_B*0.168 = 0

Fr_B = (Fa*0.199 – Fr*0.084)/0.168

Fr_B = 45.51 H