3.8.8 Силы, действующие на цепь

Окружная сила F_t=3319 Н.

Центробежная F_V=9,81qV²=9,81 3,8^.4,82²= 866H;

q – масса погонного метра цепи; q= 3,8кг/м.

Сила от провисания цепи:

F_f=9,81∙K_f∙q∙a_ц;

где K_f-коэффициент наклона цепи; K_f=6 при угле наклона цепной передачи 0°;

F_f=9,81^.6^.3,8^.0,635 =142Н;

Расчетная нагрузка на валы цепной передачи:

F_В=F_t+2 F_f=3319+2^. 142=3603 Н;

3.8.9 Проверка коэффициента запаса прочности

S= Q/ F_t∙К_д+ F_V +F_f=88500/3319^.1,5+866+142=14,78 .

S > [S]=10,2 , условие прочности цепи выполняется [1, табл.7.19].

3.9 Проверка долговечности подшипников

Для определения сил, нагружающих подшипники, составляем пространственную схему сил, действующих в редукторе.

Окружная сила в зацеплении F_t = 3114 Н. Радиальная сила F_r =1133Н.

F_M- консольное усилие от муфты, ; Из первого этапа компоновки l₁=65 мм. l₂= 65 мм. l₃=98 мм.

Пространственная схема сил представлена на рис.10

Рис.10 Пространственная схема сил.

3.9.1 Ведущий вал.

Определение реакций опор для ведущего вала в плоскости XОZ (рис.11):

Σ М (1 ) =0;

F_м^. l₃-F_t1^. l₂+ Rx₂ ( l₁ + l₂)=0;

Rx₂ = -F_м^. l₃+F_t1^. l₂₎/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0;

F_м^. (l₁ + l₂ + l₃)- Rx_l ( l₁ + l₂)+ F_t1^. l₁=0;

Rx_l = F_м^. (l₁ + l₂ + l₃)+ F_t1^. l₁₎/ (l₁ + l₂)=

Проверка: Rx₁ + Rx₂ – F_м – F_t1 =2506,5+1149-541,5-3114=0

В плоскости YОZ:

Σ М (1 ) =0;

-F_r1^. l₂+Rу₂ ( l₁ + l₂)=0;

Rу₂= (F_r1^. l₂+)/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0;

-Ry₁^.( l₁ + l₂₎+Fr₁^. l₁=0;

Рис.11 Расчётная схема и эпюры моментов ведущего вала.

Ry₁ = Fr₁^. l₁/ ( l₁ + l₂₎ =

Проверка: Ry_l +Ry₂ - Fr₁ =0

Суммарные реакции:

P_r1 = =

P_r2 = =

Рассмотрим более нагруженный подшипник № 1:

Эквивалентная нагрузка:

P_Э = (X · v · P_rl + Y · Fа₁) · K_б · K_T

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1,0

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0.

Fа₁ - осевая нагрузка; Fа₁= 0

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.

K_б - коэффициент безопасности ; для редукторов всех типов K_б=1,3 [1, табл. 9.19].

К_T = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С⁰ К_T =1,0.

P_Э =

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Р_э)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника №208, Н.

L_h =

Полученная расчетная долговечность подшипника больше минимальной долговечности , равной для зубчатых редукторов 10000 часов , поэтому принятые подшипники № 208 подходят для ведущего вала редуктора.

3.9.2 Ведомый вал редуктора.

F_t = 3114 H; Fr = 1133H; Fa =0H; l₁ = 65 мм; l₂ =65 мм; l₃ = 86 мм ;

Нагрузка на вал от цепной передачи F_ц =3603Н , угол наклона цепной передачи к горизонту равен 0 градусов.

Расчетная схема нагружения ведомого вала показана на рис.12.

Реакции опор в плоскости XОZ:

Σ М (3 ) =0;

-Rx₄ (1₁ +1₂) + Ft₂ 1₁= 0;

Rx₄ = Ft₂ 1₁/ (1₁ +1₂)=

Σ М (4 ) =0;

Rx₃ (1₁ +1₂)- Ft₂ 1₂= 0;

Рис.12 Схема нагружения ведомого вала.

Rx₃ = Ft₂ 1₂ / (1₁ +1₂)=

Проверка: -Rx₃ - Rx₃ + F_t2- =0

В плоскости YОZ: Σ М (3 ) =0;

-Rу₄ (1₁ +1₂)+ Fr₂ 1₁+ F_ц(1₁ +1₂₊1₃)= 0;

Rу₄ = Fr₂ 1₁+ F_ц (1₁ +1₂₊1₃) / (1₁ +1₂)=

Σ М (4 ) =0;

Rу₃ (1₁ +1₂)- Fr₂ 1₂+F_ц 1₃= 0;

Rу₃ = Fr₂ 1₂- F_ц 1₃) / (1₁ +1₂)=

Проверка: Ry₃ + Fr₂ - Ry_4- + F_ц =0

Суммарные реакции:

Pr₃ =

Pr₄ =

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 4 :

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · Pr₄ + Y · Pa) · K_б · K_T

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.

Эквивалентная нагрузка: P_Э = 1^.1^.6590^.1,3 =8567 Н

Расчетная долговечность подшипника №210 в часах:

L_h =

Полученная расчетная долговечность подшипника меньше минимальной долговечности , равной для зубчатых редукторов 10000 часов поэтому принимаем подшипники средней серии с динамической грузоподъемностью С=65,8кН.

Расчетная долговечность подшипника № 310 в часах:

L_h =

Полученная расчетная долговечность подшипника больше минимальной долговечности, равной для зубчатых редукторов 10000 часов поэтому подшипники № 308 подходят для ведомого вала редуктора.