- •Графическая часть:
- •Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода.
- •2.5 Мощность на валах привода:
- •3. Расчет передачи поликлиновым ремнем
- •4.Проектирование редуктора
- •4.1. Расчет червячной передачи редуктора
- •4.1.9 Определение окружных скоростей на червяке и колесе и скорости скольжения.
- •4.1.10 Назначение степени точности
- •4.1.11 Определение к.П.Д. Передачи
- •4.1.13 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •4.1.14 Проверка прочности зубьев колеса на изгиб
- •4.1.15 Проверка прочности зубьев колеса при кратковременных перегрузках
- •4.2 Тепловой расчет редуктора
- •4.3 Ориентировочный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса
- •4.4 Определение основных размеров корпуса редуктора.
- •4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и условий смазки.
- •4.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •4.5.2 Выбор схемы установки подшипников.
- •4.5.3 Выбор способа смазки подшипников
- •4.6 Первый этап компоновки редуктора.
- •4.7 Проверка долговечности подшипников
- •4.7.1 Ведущий вал
- •4.7.2 Ведомый вал
- •4.8 Выбор смазки для зацепления
- •4.9 Выбор уплотнений валов
- •4.10. Выбор крышек подшипников.
- •4.11. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •4.12 Уточненный расчет валов.
- •4.12.1 Ведущий вал.
- •4.12. 2 Ведомый вал
- •4.13 Выбор посадок деталей редуктора.
- •4.14 Сборка редуктора
- •5 Выбор муфты.
- •6. Правила безопасной эксплуатации привода
4.7 Проверка долговечности подшипников
Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил, нагружающих опоры (рис.9).
Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:
Ft2=Fa1=2338 Н
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Ft1=Fa2= 590 Н
Радиальные силы на колесе и червяке: Fr2=Fr1=851 Н
Рис.9 Пространственная схема сил в червячном зацеплении
4.7.1 Ведущий вал
Расстояние между опорами l1=82 мм l2= 82мм. Расстояние от подшипника до шкива ременной передачи l3= 72 мм. Делительный диаметр червяка d1=40 мм.
Расчетная схема ведущего вала приведена на рис.10.
Сила, нагружающая вал от ременной передачи: Fв=588 Н
Определяем опорные реакции в плоскости XОZ :
Σ М (1 ) =0; Ft1 l2- Rx2 ( l2 + l3)=0;
Rx2 = Ft1 l2/( l2 + l3)=
Рис.10 Расчетная схема ведущего вала.
Σ М ( 2 ) =0; Rxl ( l2 + l3)- Ft1 l1=0;
Rxl = Fвх (l1 + l2 + l3)+ Ft1 l1/ (l1 + l2 + l3)=
Проверка: -Rx1 - Rx2 + Ft1 =0
В плоскости YОZ:
Σ М (1 ) =0; Fв l3-Fr1 l2+ Fа1 (dl /2) +Rу2 ( l2 + l3)=0;
Rу2= -Fв l3+Fr1 l2- Fа1 (dl /2) /( l2 + l3)=
Σ М ( 2 ) =0; -Ry1 ( l2 + l3)+ Fв.(l1 + l2 + l3) +Fr1 l1+ Fа1 (dl /2) ;
Ry1 =Fв (l1 + l2 + l3) +Fr1 l1+Fа1 (dl /2) /( l2 + l3 )=
Проверка: -Ryl - Ry2 + Fr1 +Fву = 0
Суммарные реакции:
Осевые реакции в подшипниках:
S1=0,83 е Pr1 =0,83.0,36. 1030=318 Н
S2=0,83 е Pr2 =0,83.0,36.540=161Н
Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1 табл. 9.21):
S1 > S2 Fа1>0, тогда Fа2= S2=318Н
Fа1= S2 +Fа1= 318+2338=2656 Н
Рассмотрим подшипник № 1:
Отношение Fа1/ Pr1 = 2656/1030=2,578 >е, тогда осевую силу учитываем.
Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 0,45 ;
Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 1,67:
Эквивалентная нагрузка: PЭ = (X · v · Prl + Y · Fа1) · Kб · KT
v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.
Kб - коэффициент безопасности ; для редукторов Kб=1,3 [1, табл. 9.19].
КT = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С0 КT =1,0.
PЭ =(1.0,45. 103063+1,67.2656).1,3.1=6368Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 1- частота вращения ведущего вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника № 7206, Кн.
Полученная долговечность а меньше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для червячных редукторов составляет 5000 часов, поэтому принимаем подшипники легкой широкой серии № 7506 с динамической грузоподъемностью С=36кН.
Расчетная долговечность подшипника № 7506 в часах:
Рассмотрим подшипник № 2:
Отношение Fа2/ Pr2 = 318/540=0,58> е, тогда осевую силу также учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
PЭ =(1.0,45. 540+1,67.318).1,3.1=833Н
Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для червячных редукторов составляет 5000 часов, поэтому принятые подшипники № 7506 подходят для ведущего вала редуктора.
4.7.2 Ведомый вал
Расчетная схема нагружения ведомого вала показана на рис. 11.
Ft2 = 2338 H; Fr2 =851 H; Fa2 =590 H; l1 = 55 мм; l2 = 55 мм;
13 =125 мм; Fц – консольная нагрузка от звездочки цепной передачи:
Fц =125 =125
Определим радиальные реакции в опорах вала червячного колеса:
В плоскости XОZ:
Σ М (4) =0; Rx3 (11 +12) -Ft2 11+Fц 13= 0;
Rx3 = Ft2 12-Fц 13/ (11 +12)=
Σ М (3) =0; -Rx4 (11 +12) +Ft2 11 +Fц (11 +12+13) = 0;
Rx4 =Ft2 12 +Fц (11 +12+13)/ (11 +12)=
Проверка: -Rx3 – Rx4 + Ft2+Fц=0
В плоскости YОZ:
Σ М (3 ) =0; -Rу4 (11 +12)+ Fr2 11- Fа2(d2 /2)=0;
Rу4 = Fr2 12-Fа2(d2 /2)/ (11 +12)=
Σ М (4 ) =0; Rу3(11 +12) -Fr2 12-Fа2(d2 /2)=0;
Rу3 = Fr2 11+Fа2(d2 /2)/ (11 +12)=
Проверка: Ry3 + Fr2+Ry4 =0
Суммарные реакции:
Осевые реакции в подшипниках:
S3=0,83 е Pr3 =0,83.0,41. 1153=392Н;
S4=0,83 е Pr4 =0,83.0,41.4820=1639 Н
Рис. 11 Расчетная схема ведомого вала редуктора
Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1 табл. 9.21):
S3 >S4, Fа2> 0, тогда Fа4= S4=1639 Н;
Fа3= S4 +Fа2=1639+590=2229 Н.
Рассмотрим более нагруженный подшипник №4:
Отношение Fа4/ Pr4 =1639/4820= 0,34 < е тогда осевую силу не учитываем,
следовательно Х= 1,0 У=0.
Эквивалентная нагрузка:
PЭ = (X · v · Pr3+ Y · Fа3) · Kб · KT=1.4820.1,3= 6266 Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 2- частота вращения ведомого вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника№7209, Кн.
,
следовательно, выбранные подшипники №7209 удовлетворяют заданным условиям подходят для ведомого вала редуктора.