- •Введение
- •1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
- •2. Расчет зубчатой передачи редуктора
- •3. Расчет цепной передачи
- •4 Проектировочный расчёт валов редуктора
- •5 Конструктивные размеры зубчатой пары
- •6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7 Первый этап компоновки редуктора
- •8 Подбор подшипников и их проверка на долговечность
- •9 Проектировочный расчет шпоночных соединений
- •10 Проверочный расчет валов на усталость
- •11 Выбор посадок деталей редуктора.
- •12 Смазка редуктора
- •14 Сборка редуктора
- •Литература
8 Подбор подшипников и их проверка на долговечность
Ведущий вал:
А R1x B R2x 2
Ft
Fb R1y Fr R2y
30 +
Т, Н∙м 0
-
A 1 R1x B 2 R2x
Гор.
плоск. Fb Ft
L3 L1 L1
+
М х ,Н∙м 0
-
45
62
R1y Fa
А 1 В 2 R2y
В ерт.
плоскось Fr
19,4
10,7
+
M y, H∙м 0
-
Рисунок 4 – Расчетная схема ведущего вала
Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1708 H; Fr = 787 H; = 1325 H; из первого этапа компоновки L1 = 50 мм, L3 = 61 мм.
Реакции опор.
В плоскости x:
= 854H.
Определяем крутящие моменты:
;
;
Н*м;
В плоскости y;
H.
H.
Проверка: + -Fr =699 + 87 - 787=0;
Определяем крутящие моменты:
m= = =26500
;
;
Н*м;
Н*м.
Суммарные реакции:
= = 1104H;
= 858H;
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиально-упорные шариковые подшипники однорядные 46305 (таб. П6. [1]): d = 25 мм; D = 62 мм; B = 17 мм; С = 26,9 кH; Со = 14,6 кH.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
= (X V + Y ) Kб KТ,
в которой радиальная нагрузка = 1104 H; осевая нагрузка Pa = = 1325H;
V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Кб = 1 (таб. 9.19) [1]; КТ = 1 (таб. 9.20) [1].
Отношение = = 0,09; этой величине (по таб. 9.18 [1]) соответствует e ≈ 0,28.
Отношение = = 0,572 e; X = 0,56 и Y = 1,99.
= (0,56*1104*+1.71*1325) H. (Принимаем Кб = 1, учитывая, что ременная передача усиливает неравномерность нагружения).
Расчетная долговечность, млн. об.
L = = ( )3 ≈ 812 млн.об.
Расчетная долговечность, ч
= = ≈ 39 · 103 ч,
Ведомый вал:
Rx3 Rx4
3 C 4
Ry3 Fa Fr Ry4
Ft
L2 L2
148 +
Т2, Н ∙ м 0
-
Rx3 Rx4
Горизонтальная
п лоскость
Ft 41,2
+
Мх ,Н∙м 0
-
Fr
В ертикальная
плоскость
Ry3 Fa Ry4
6 +
0
-
My, H∙м 37
Рисунок 5 – Расчётная схема ведомого вала
Несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Ft = 1708 H; = 787 H; Fa = 1325 H;
Из первого тапа компоновки редуктора:
= 55 мм; =61 H.
=1629 *sin45 =1152 H.
Реакции опор:
В плоскости x:
= H.
=
2644
Проверка: + – (Ft + )= 215+2644-(1708+1152)= 0.
= 0 Н*м;
= = - 215*55= -11825Н*м;
=- 215(2*55)-1708*55=70290 Н*м
=0 Н.
В плоскости y:
= *55 1152*61)=
= 116 H.
=
= *55 1152*170)=481 H.
Проверка: + -( + )=584.97+1151.54-(1226.39+510.17)=0
= 0 Н*м;
= = 116*55= 6380 Н*м;
= + =116*55+1325*76=107080 Н*м
=1152*61=70272Н*м
=0 Н.
Суммарные реакции:
= = 244 H;
= =2687 H;
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Радиально-упорные шарикоподшипники однорядные 46307 (таб. П6. [1]): d = 35 мм; D = 80 мм; B = 21 мм; C = 42,6 кH; Co = 24,7кH.
Отношение = =0,056; этой величине (по таб. 9.18 [1]) соответствует e ≈ 0,26.
Отношение = = 0,49 e; X = 0,56 и Y = 1,99.
= V , ( )
= 2687*1*1.2*1 H. (Принимаем = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения).
Расчетная долговечность, млн. об.
L = = ( )3 ≈ 2197млн.об.
Расчетная долговечность, ч
= = ≈ 25· 103 ч,
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс работы самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 46305 имеют ресурс ≈39 · 103 ч, а подшипники ведомого вала 46307 имеют ресурс 25* ч., что значительно больше долговечности редуктора, значит можно взять более легкую серию.