- •6.Расчет подшипников 14
- •8.Расчет соединений 26
- •9.Расчет муфт 28
- •1. Выбор электродвигателя
- •2. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
- •3. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала
- •4. Расчёт зубчатых передач Пара зубчатых колес (z3 – z4)
- •4.1 Проектный и проверочный расчет зубчатых передач
- •Пара зубчатых колес (z2 – z1)
- •5.Эскизное проектирование валов.
- •6.Расчет подшипников
- •6.1.Выбор типа подшипников
- •6.2. Расчет подшипников на промежуточном валу
- •6.2.1.Определение сил, нагружающих подшипник
- •6.2.2.Выбор подшипника
- •6.2.3.Расчет на ресурс
- •6.3. Расчет подшипников на тихоходном валу
- •6.4.Расчет подшипников приводного вала
- •7. Расчет тихоходного вала
- •7.1 Расчетная схема
- •7.2. Расчет на статическую прочность
- •7.3. Расчет на сопротивление усталости.
- •Расчет соединений
- •8.1 Шпоночные соединения
- •8.2. Шпоночное соединение колеса с промежуточным валом редуктора
- •8.3. Шпонка на валу электродвигателя
- •8.4. Шпонка на тихоходном валу.
- •Расчет муфт
- •9.1. Расчет упругого элемента
- •9.2. Расчет упруго-компенсирующей муфты
- •10.Проектирование приводного вала.
- •11. Выбор посадок зубчатых колес, подшипников.
- •12. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.
- •13. Сборка редуктора.
5.Эскизное проектирование валов.
Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42]:
для быстроходного вала
где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу.
По ряду нормальных линейных размеров d=30
для промежуточного вала
Диаметр вала под колесо
где Тпр – вращающий момент на промежуточном валу.
по ряду нормальных линейных размеров dК=50 мм.
Диаметр заплечика колеса
где f – размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].
по ряду нормальных линейных размеров dК=53 мм.
диаметр заплечика колеса
где f – размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].
Из условия принимается диаметр под подшипник dП=50 мм.
для тихоходного вала
по стандартному ряду d=50 мм
Диаметр под подшипники принимается dП=50 мм.
Диаметр заплечика подшипника
принимается dБП=55 мм.
Диаметр под колесо
Примерная длина хвостовика тихоходного вала
6.Расчет подшипников
6.1.Выбор типа подшипников
Для опор цилиндрических передач принимаются шариковые радиальные подшипники.
Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. 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. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.
В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.
6.2. Расчет подшипников на промежуточном валу
6.2.1.Определение сил, нагружающих подшипник
Силы, действующие в зацеплении.
Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении.
Длины участков
Реакции в вертикальной плоскости.
Реакции в горизонтальной плоскости.
Суммарные реакции.
6.2.2.Выбор подшипника
По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается шарикоподшипник радиальный легкой серии 206.
Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.
6.2.3.Расчет на ресурс
Радиальная сила
где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения || [2 c.108].
Осевая сила
Отношение
По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,24
V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.
Значит Х=0,56; Y=1,85
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
где - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ; - температурный коэффициент, [2 c.107].
Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).
где - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.108].
следовательно выбранный подшипник 204 подходит.
6.2.4.Подбор посадки подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.
по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.
По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.