- •Курсовой проект
- •Пояснительная записка
- •The summary
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •2. Расчет зубчатых колес редуктора
- •3. Предварительный расчет валов редуктора
- •4. Конструктивные размеры шестерни и колес
- •5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •6. Первый этап компоновки
- •7. Проверка долговечности подшипников
- •8. Проверка прочности шпоночных соединений
- •9. Уточненный расчет валов
- •10. Выбор сорта масла
7. Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Силы, действующие в зацеплении:
Р = 3786 H;
Pr1 = Pa2 = 1350 H;
Pa1 = Pr2 = 276 H.
Компоновка дала: f1 = 88 мм; С1 = 145 мм.
В плоскости xz:
Rx2·C1 = P·f1
Rx2 = P·(f1/c1) = 2297,7 Н;
Rx1·C1 = P·(c1+f1)
Rx1 = P·((c1+f1)/c1) = 6083,7 Н.
Проверка:
Rx2 - Rx1 + Р= 2297,7 – 6083,7 + 3786 = 0
В плоскости yz:
-Ry2·c1 + Prf1 - Pa·(d1/2) = 0
Ry2 = -(Pr1f1 - Pa·(d1/2))/c1 = 738 Н;
-Ry1·c1 + Pr·(c1 + f1) - Pa·(d1/2) = 0
Ry1 = (Р.r(c1 + f1) - Pa·(d1/2))/c1 = 2088 Н.
Проверка:
Ry2 - Ry1 + Pr = 738 – 2088,4 + 1350 = 0
Суммарные реакции:
Fr2 = R2 = 2413,3 Н;
Fr1 = R1 = = 6432 Н.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
S2 = 0,83·e·Fr2 = 833,3 Н;
S1 = 0,83·e·Fr1 = 2220,8 Н;
где e = 0,416.
Осевые нагрузки подшипников:
S1 > S2; Fa = Рa>0; тогда: Fa1 = S1 = 2220,8 Н;
Fa2 = S1 + Fa = 2496,8 Н.
Рассмотрим левый подшипник:
Fa2/Fr2 = 1,03 > e, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ2 = (X·V·Fr2 + Y·Fa2)·Kб·Kт = 4872,8 Н.
Для заданных условий:
V = Kб = Kт = 1;
X = 0,4; Y = 1,565.
Расчетная долговечность (млн.об):
L = (С/Pэ2)10/3 = (74,6/4,87)10/3 = 8926,9 млн об.
Расчетная долговечность (ч):
Lh = L·106/60n = 8926,9·106/(60·730) = 203810 ч; где n = 730 об/мин
Рассмотрим правый подшипник:
Fa1/Fr1 = 0,345 < e, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ1 = V·Fr1·Kб·Kт = 6432 Н.
Расчетная долговечность (млн/об):
L = (C/Рэ)10/3 = (74,6/6,43)10/3 = 3535,3 млн об.
Расчетная долговечность (ч):
Lh = L·106/60n = 3535,3·106/(60730) = 84712 ч.
Найденная долговечность приемлема.
Ведомый вал
Р = 3786 H;
Рr2 = 276 H;
Pa2 = 1350 H;
f2 = 82 мм;
Определим замером размер А от линии реакции подшипника до оси ведущего вала.
А/ = А = 126.
А/ + А = f2 + с2 ,откуда с2 = 170 мм.
Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Pа, обозначим четным индексом 4 и, при определении осевого нагружения, этот подшипник будем считать «вторым».
В плоскости xz:
-Rx3·(c2 + f2) + P·f2 = 0;
Rx3 = 1232 Н;
-P·c2 - Rx4·(c2 + f2) = 0;
Rx4= -2554 Н.
Проверка: Rx3 - Р- Rx4 = 1232 – 3786 + 2554 = 0.
В плоскости yz: -Ry3·(c2 + f2) - Pr2 + Pa2·d2/2 = 0;
где средний диаметр колеса: d2 = m·z2 = 2,91 . 146 = 424,86 мм.
Ry3 = 1045,9 Н;
Pr2·c2 + Pa·d2/2 - Ry4·(c2 + f2) = 0;
Ry4 = 1321,9 Н.
Проверка: Ry3 + Pr2 - Ry4 = 1045,9 + 276 – 1321,9 = 0.
Суммарные реакции:
Fr3= 1616,1 Н;
Fr4= = 2875,8 Н.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
S3 = 0,83·e·Fr3 = 470,8 Н;
S4 = 0,83·e·Fr4 = 837,8 Н; где: e=0,351.
Осевые нагрузки подшипников
S3 < S4; Fa = Рa > S4 - S3;
тогда Fa3 = S3 = 470,8 Н; Fa4 = S3 + Рa = 1820,8 Н.
Рассмотрим левый подшипник:
Fa3/Fr3 = 0,29 < e, поэтому осевые силы не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ3 = Fr3·V·Kб·Kт = 1,616 кН;
где Kб = Кт = V = 1.
C/Рэ3 = 43,8.
Расчетная долговечность (млн об):
L = (43,8)10/3 = 294031 млн об.
Расчетная долговечность (ч):
Lh = 294031106/(60275) = 17820061 ч;
где: n = 275 об/мин.
Рассмотрим правый подшипник.
Fa4/Fr4 = 0,63 > e, поэтому учитываем осевые силы.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ4=(XV·Fr4 + Y·Fa4)Kб·Kт = 4 кН.
Расчетная долговечность (млн/об):
L = (C/Рэ)10/3 = (70,8/4)10/3 = 14451 млн/об.
Расчетная долговечность (ч):
Lh = L·106/60n = 875818 ч; где n=275 об/мин.