7 Выбор и расчет подшипников привода

По диаметрам валов выбираем подшипники качения:

- для всех валов редуктора - шариковые радиально-упорные ГОСТ 831-75;

Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 – Подшипники качения

Назначение вала	Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
Быстроходный	36206	30	62	16	22	12
Промежуточный	36208	40	80	18	38,9	23,2
Тихоходный	36210	50	90	20	43,2	27
Приводной	1210	50	90	24	35,1	19,8

Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.

Исходные данные: диаметр в месте посадки подшипников d =50 мм, n = 97 мин^-1. Ресурс L_h = 12480 ч. [1, табл.16.3], С = 43200 Н, С_о=27000 Н.

Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала

Суммарные реакции:

= (7.1)

= (7.2)

7.1 Проверочный расчёт подшипника

Условие подбора подшипника по динамической грузоподъёмности:

≤ С (7.3)

где – действительная динамическая грузоподъёмность;

С - паспортная грузоподъёмность .

Действительная статическая грузоподъёмность находиться по формуле:

(7.4)

где p – показатель степени зависящий от типа тел качения (для шариковых p=3) ;

L – ресурс подшипника , млн.оборотов ;

– эквивалентная динамическая нагрузка ;

- коэффициент условий работы (при спокойной нагрузке =1) ;

- коэффициент, зависящий от вероятности выхода подшипника из строя.

Коэффициент выбирается по таблице в зависимости от типа подшипника и условий эксплуатации (для шарикоподшипников (кроме сферических) ) .

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:

(7.5)

где – коэффициент радиальной силы;

– коэффициент осевой силы;

– коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца );

- осевая сила;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки(при спокойной нагрузке =1) ;

– температурный коэффициент(для стали при t до ).

Величины и находятся по таблице в зависимости от отношения .

Проверяем условие:

(7.6)

где –параметр осевой нагрузки для подшипника , который определяется по таблице в зависимости от типа подшипника и соотношения .

Принимаем .

Внутреннее усилие в левом подшипнике:

Внутреннее усилие в правом подшипнике:

_{Так как Sb>Sa и Fa<Sb-Sa, то:}

_{FaB=SB=1830 H}

_{FaА=FaB - Fа=1830-730=1100 Н}

Тогда:

Принимаем Х = 1, Y = 0.

Принимаем Х = 1, Y = 0.

Рассчитаем ресурс подшипника по формуле:

10^-6 , (7.7)

где – частота вращения вала;

– срок службы механизма в часах;

10^-6

Рассчитываем действительную статическую грузоподъёмность:

Сравниваем с паспортной грузоподъёмностью:

Н < 43200 Н

Условие выполняется.

Условие проверки и подбора подшипников по статической грузоподъёмности:

P₀≤ С₀ (7.8)

где P₀– эквивалентная статическая нагрузка;

С₀- статическая грузоподъёмность.

Эквивалентная статическая нагрузка P₀ рассчитывается по формуле:

(7.9)

где X₀ и – коэффициенты радиальной и осевой сил;

Коэффициенты радиальной и осевой сил находятся по таблице в зависимости от типа подшипника: для радиально-упорных шарикоподшипников X₀=0,5 , . Выбираем

Н

Н

3422 Н < 27000 Н

Условие выполняется.

Вывод: подшипник удовлетворяет исходным данным.

8 Выбор и расчёт шпоночных соединений привода

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину шпонок находим из условия смятия:

(8.1)

где Т – передаваемый момент, Нм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм; [_см] – допускаемое напряжение смятия, МПа; при стальной ступице и спокойной нагрузке [_см]=120 МПа; l_р – рабочая длина шпонки, мм; при скругленных концах l_р=l-b; l – длина шпонки, мм

_(8.2)

b – ширина шпонки, мм.

Шпоночное соединение для тихоходного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Шпоночное соединение для промежуточного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Шпоночное соединение для быстроходного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу}:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу}:

Шпоночное соединение для приводного вала:

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

Диаметр вала:

_{Крутящий момент на валу:}

9 Выбор соединительных муфт

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем жестко-компенсирующую (зубчатую) муфту МЗ-4000-65-У3 ГОСТ 50895-96. Жестко-компенсирующую (зубчатую) муфту применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов. Муфты зубчатые по МЗ-4000-55-У3 ГОСТ 50895-96 изготавливают для диаметров валов от 40 до 200мм. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой нагрузочной способностью

10 Обоснование и выбор смазочных материалов

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии.

В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому, что окружные скорости не превышают 12..15 м/с.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

В ходе решения поставленной перед нами задачи, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.