Расчет клиноременной передачи и одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора для привода к ленточному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования

Северский технологический институт -

Филиал федерального государственного автономного образовательного учреждения высшего образования

«Национальный исследовательский ядерный университет «МИФИ»

(СТИ НИЯУ МИФИ)

Кафедра МАХАП

Расчет клиноременной передачи и одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора для привода к ленточному конвейеру

Тихомиров М.В.

Северск 2022

Задание на расчет

Рассчитать клиноременную передачу и одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор (рис. 1) для привода к ленточному конвейеру по следующим данным: Полезная сила на ленте конвейера Fл = 7,4 кН; скорость ленты vл = 1,5 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 550 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения. Передача гибкой связью (клиноременная) помещена перед редуктором.

Рис. 1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет (рис. 2)

* По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес ? ₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ? ₂ = 0,99; КПД клиноременной передачи ? ₃ = 0,95; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, ? ₄ = 0,99.

Общий КПД привода:

? = 0,98 • 0,99² • 0,95 • 0,99 = 0,90

* Данные коэффициентов взяты из табл. 1.1 стр. 4 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Мощность на валу барабана:

Р_Б = F_Л • н_{Л =} 7,4 • 1,5 = 11,1 кВт

Рис. 2. Кинематическая схема привода

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_ТР = = = 12,35 кВт

Угловая скорость барабана:

щ_Б = = = 5,5 рад/с

Частота вращения барабана:

n_Б = = = 53 об/мин

* По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения) по требуемой мощности Ртр = 12,35 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный коротко-замкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6УЗ с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6%, номинальная частота вращения пдв = 1000 - 26 = 974 об/мин, угловая скорость.

* Данные выбора электродвигателя стр. 336 (П1приложения) «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Угловая скорость электродвигателя:

щ_ДВ = = = 101,9 рад/с

Передаточное отношение:

i = = = 18,5

- что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

* Намечаем для редуктора и = 5 (так же, как в примере, разобранном в § 12.1); тогда для клиноременной передачи:

i_Р = = 3,7

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора (рис. 3: вал В)

Рис. 3. Кинематическая схема привода

щ₁ = щ_Б • u = 5,5 • 5 = 27,5 рад/с

n₁ = n_Б • u = 53 • 5 = 265 об/мин

Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал «А»	nДВ = 974 об/мин	щДВ = 101,9 рад/с
Вал «В»	-	щ1 = 27,5 рад/с
Вал «С»	n2 = nБ = 53 об/мин	щ2 = щБ = 5,5 рад/с

2. Расчет клиноременной передачи

* (см. табл. 7.11) «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Данные для расчета: передаваемая мощность Ртр = 12,35 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива пдв = 974 об/мин; передаточное отношение ip = 3,7; скольжение ремня ? = 0,015.

По номограмме на рис. 4 в зависимости от частоты вращения мень-шего шкива п1 (в нашем случае п₁ = пдв = 974 об/мин; см. вал А на рис. 3) и передаваемой мощности Р = Ртр = 12,35 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Рис. 4. Монограмма для выбора сечения клинового ремня

Вращающий момент:

Т = = = 121 Н•м = 121 • 10³ Н•мм,

где Р = 12,35 • 10³ Вт

Диаметр меньшего шкива по формуле:

d₁ (34) = (34) = (34) • 49,46 = 148,4 197,8

150 200 мм

* Согласно табл. 7.8. (с. 115) «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А. с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения «Б» не должен быть менее 125 мм, принимаем d1 = 180 мм

Диаметр большего шкива:

d₂ = i_Р • d₁ • (1 - ?) = 3,7 • 180 (1 - 0,015) = 656 мм

* Принимаем d2 = 670 мм (см. с. 33) «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Уточняем передаточное отношение:

i_Р = = = 3,77

При этом угловая скорость вала В будет:

щ_В = = = 27,03 рад/с

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, (27,5 - 27,03) / 27,5 х 100% = 1,71%, что менее допускаемого на 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

d1 = 180 мм и d2 = 670 мм.

Межосевое расстояние ар следует принять в интервале:

а_min = 0,55 • (d₁ + d₂) + T₀ = 0,55 • (180 + 670) + 10,5 = 480 мм

а_mах = d₁ + d₂ =180 + 670 = 850 мм

* где T₀ = 10,5 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7, с 115) «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Принимаем предварительно близкое значение ар = 900 мм

Расчетная длина ремня по формуле:

L = 2a_P + 0,5 ? р(d₁ + d₂) +

L = 2 • 900 + 0,5 • 3,14 (180 + 670) + =

= 1800 + 1,57 • 850 + = 3201 мм

* Принимаем, ближайшее по стандарту L = 3550 мм ГОСТ1284.1-80 (т 7,7) «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L:

а_Р = 0,25 • [(L - w) + ],

где Lp - расчетная длина ремня; w = 0,5р (d1 + d2); у = (d2 + d1)

w = 0,5 • 3,14 • (180 + 670) =1335 мм

y = (d₁ - d₂)² = (670 - 180)² = 24 • 10⁴, тогда

а_Р = 0,25 • [(3550 - 1335) + ] =

= 0,25 • [2155 + ] = 0,25 • 4318,86 = 1079 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L - 0,01 • 3550 = 36 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L= 0,025 • 3350 = 89 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива по формуле:

б₁ = 180 - 57 • = 180 - 57 • = 154

* Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10: для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср = 1,0.

* Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9: для ремня сечения Б при длине L=3550 мм коэффициент CL= 1,1.

* Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [см. пояснения к формуле (7.29)]: при б₁ = 154 коэффициент С_б 0,93.

* Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче [см. пояснения, к формуле (7.29)]: предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,90

* Данные коэффициентов взяты из (табл. 7.7-7.10) стр. 114 -116 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Число ремней в передаче по формуле:

z = ,

* где Р₀ - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8); для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d1 = 180 мм и i 3 мощность Р0 = 3,9 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 3550 мм, учитывается коэффициентом С_L);

z = = 3,5; Принимаем z = 4.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле:

F₀ = + и_н²

* где скорость v = 0,5щ_дв d1 = 0,5 • 101,9 • 180 • 10^-3 = 9,17 м/с;

и - Коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле (7.30 c. 119); для ремня сечения Б коэффициент

и = 0,18 , тогда

F₀ = + 0,18 • 9,17² = + 15,14 = 354 Н

Давление на валы по формуле:

F_B = 2F₀ • z • sin = 2• 354 • 4 sin 76 = 708 • 3,88 = 2750 Н

Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12)*

В_Ш = (z - 1) • e + 2f = (4 - 1) • 19 + 2 • 12,5 = 82 мм



* Данные коэффициентов взяты из (табл. 7.12) стр. 114 -116 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

3. Расчет зубчатых колес редуктора

* Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3); для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения:

[у_Н] =,

где у_{Н lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением).

у_{Н lim b} = 2 НВ + 70

К_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10.

* Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[у_Н] = 0,45 ([у_Н1] + [у_Н2]),



где [у_Н1] и [у_Н2] - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни и колеса; после определения этих величин следует проверить выполнение условия.

[у_Н] 1,23 [у_{Н min}],

где [у_{Н min}], как правило, равно [у_Н2].

Для шестерни: [у_Н1] = = 482 МПа

Для колеса: [у_Н2] = = 428 МПа

* Данные коэффициентов взяты из (г. 3) стр. 30-31 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[у_Н] = 0,45 • (482 + 428) = 410 МПа

Требуемое условие [у_Н] 1,23 [у_Н2] выполнено.

* Коэффициент К_Н, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 3), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию:

ш_ba = = 0,4

Коэффициенты ширины венца ш_ba рекомендуется выбирать из ряда по ГОСТ 2185-66: для косозубых колес предпочтительно принимать

ш_ba = 0,25 0,63, проверяя (при ш_ba < 0,4) выполнение условия.

Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора) Р_Б = Р₂ = 11,1 кВт (рис. 1, пункт I расчета). Найдем вращающий момент на этом валу:

Т₂ = = = 2000 Н•м

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a_W = K_a • (u - 1),

где Ка = 43 - для косозубых колес; и = 5 - принято ранее для рассматриваемого редуктора.

a_W = 43 • (5 + 1) • = 258 • = 294 мм

* Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66

a_W = 315 мм * - 1 ряд

Выбирают модуль в интервале (0,01-0,02) а_W и выравнивают его по ГОСТ 9563-60* (в мм). Для косозубых колес стандартным модулем зацепления считают нормальный m_n:

m_n = (0,01 0,02) • a_W = (0,01 0,02) • 315 = 3,15 6,3

m_n = 4 *-1 ряд

Угол наклона линии зуба в принимают для косозубых колес в интервале в = 815. Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10°.

Число зубьев шестерни:

Z₁ = = = 25,86



принимаем z₁ = 26. Тогда z₂ = z₁ • u = 26 • 5 = 130.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

cos в = = = 0,9905

угол в = 805'.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

d₁ = • z₁ = • 26 = 105 мм

d₂ = • z₂ = • 130 = 525 мм

Проверка: a_W = = = = 315 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2m_n = 105 + 2 • 4 =113 мм

d_a2 = d₂ + 2m_n = 525 + 2 • 4 = 533 мм

Ширина колеса:

b₂ = ш_ba • a_W = 0,4 • 315 = 126 мм

Ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5 мм = 126 + 5 = 131 мм



Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш_bd = = = 1,6 мм

Окружная скорость колеса:

н = = = 1,55 м/с

* Динамический коэффициент K_Hv определяют в зависимости от окружной скорости v колес и степени точности их изготовления. Для косозубых колес при v до 10 м/с, назначают 8-ю степень точности принимают. K_Hv = 1,01,05. по ГОСТ 1643-81 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Коэффициент нагрузки:

К_Н = К_Нв • К_Нб • К_Нн

* По табл. 3.5 при ш_bd = 1,6, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передач b) коэффициент К_Нв 1,22.

* По табл. 3.4 при v = 1,55 м/с и 8-й степени точности коэффициент

К_Нб 1,065.

* По табл. 3.6 для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент К_Нv = 1,0.

Таким образом, К_Н = 1,22 • 1,065 • 1,0 = 1,3.

Проверяем контактные напряжения:

у_Н = • = • =

= 0,857 • = 0,857 • 422 = 362МПа

что менее [у_Н] = 410 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная: F_t = = = 7620 H

радиальная: F_r = F_t • = 7620 • = 2800 Н

осевая: F_a = F_t • tgв = 7620 • 0,1414 = 1070 Н

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

у_F = [у_F]

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_Fв • K_Fv.

* По табл. 3.7 при ш_bd = 1,6, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент K_Fв 1,45

* По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_Fv = 1,1.

Таким образом, K_F = 1,45 • 1,1 = 1,6.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев zv:

у шестерни: z_н1 = = 27

у колеса: z_н2 = = 134



Коэффициенты Y_F1 = 3,86 и Y_F2 = 3,60,

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб - коэффициент Y_в введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.

Y_в = 1 - = 1 - = 0,94

где в - угол наклона делительной линии зуба.

Коэффициент K_Fб учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

K_Fб = = = 0,92

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ?б = 1,5; степень точности п = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют:

[у_F] =

* По табл. 4 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба у_{F lim b} = 1,8 НВ, для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 200.

Для шестерни у_{F lim b} = 1,8 • 230 = 415 МПа;

для колеса у_{F lim b} = 1,8 • 200 = 360 МПа.



Коэффициент безопасности [S_F] = [S_F]' [S_F]''

Коэффициент безопасности [S_F] определяют как произведение двух коэффициентов: [S_F]' [S_F]»

* По таб. 4 [S_F]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F]' = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F] = 1,75.

«Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Первый коэффициент [S_F]' учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес; его значения приведены в таб. 4, при вероятности неразрушенные 99%. Таким образом, в этом коэффициенте отражена и степень ответственности зубчатой передачи; при вероятности неразрушенные большей, чем 99%, значения [S_F]' существенно возрастают.

Второй множитель [S_F]» учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок [S_F]» = 1,0; для проката [S_F]» = 1,15; для литых заготовок [S_F]» = 1,3.

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [у_F1] = = 237 МПа

для колеса: [у_F2] = = 206 МПа

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [у_F] / Y_F меньше. Найдем эти отношения:

Для шестерни: = 61,5 МПа

Для колеса: = 57,5 МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

у_F2 =

у_F2 = = = 76 МПа 206 МПа

- Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов, проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения. Ведущий вал (см. рис. 3; вал В)

Вращающий момент: Т₁ = = = 400 Н•м

Допускаемое напряжение на кручение примем [ф_К] = 20 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала. Конструктивно ведущий вал будет напоминать вал, изображенный на рис. 3, но размеры его будут другими; там, на выходной конец вала насаживалась полумуфта, а в нашем случае - шкив клиноременной передачи:

d_B1 = = = 46,8 мм = 48 мм

где Т - крутящий момент, Н•мм; [ф_К] - допускаемое напряжение на кручение; для валов из сталей 40, 45, Ст6 принимают пониженное значение [ф_К] = 1520 МПа (Н/мм²).

* Полученный результат округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда: d_B1 = 48 мм

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П1 = 55 мм

Ведомый вал (рис. 2 вал С).

Вращающий момент Т₂ = 2000 Н•м.

Допускаемое напряжение на кручение [ф_К] = 25 МПа [см. пояснения к формуле (8.16)]. «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Определяем диаметр выходного конца вала. Конструктивно ведомый вал будет напоминать вал, изображенный на рис. 5. На выходной конец вала насаживается полумуфта:

Рис. 5. Конструкция ведомого вала

d_B2 = = = 74,2 мм = 75 мм

клиноременной подшипник редуктор вал

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда:

d_В2 = 75 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 80 мм.

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

d_П1 = 50 мм и d_П2 = 80 мм. По табл. П3 стр. 339 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А. имеем:



Радиальные подшипники средней серии

Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм
311	55	120	29
316	80	170	39

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

- д = 0,025а + 1 = 0,025 • 315 + 1 = 10 мм 8 мм:

- д₁ = 0,02а + 1 = 0,02 • 315 + 1= 7 мм, принимаем д₁ = 8 мм.

* По таб. 10.2 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Толщина фланцев поясов корпуса крышки:

- верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5д = 1,5 ? 10 = 15 мм;

b₁ = 1,5д1 = 1,5 ? 8 = 12 мм

- нижнего пояса корпуса

р = 2,35д = 2,35 ? 10 = 23,5 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов:

- фундаментных d₁ = (0,030,036) • а + 12 = (0,030,036) • 315 + 12 =

= 21,45 23,34 мм; принимаем болты с резьбой М24;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (0,7 0,75) d₁ = (0,7 0,75) • 24 = 16,818 мм;

принимаем болты с резьбой М20;

- соединяющий крышку с корпусом:

d₃ = (0,50,6) • d₁ = (0,5 0,6) •24 = 1214 мм;

принимаем болты с резьбой M16.

* По таб. 10.2 «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валок при снятой крышке редуктора (рис. 6).

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_W = 315 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса A₁ = 1,2д; A₁ = 1,2 • 10 = 12 мм, при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A = д, A = 10 мм

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса A = д; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние. А надо брать от шестерни.

* По табл. ПЗ имеем: «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А

Условные обозначения подшипников	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С0
311 316	55 80	120 170	29 39	71,5 124	41,5 80

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца (см. гл. IX, рис. 9.47): «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Их ширина определяет размер у = 812 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁= 102 мм и на ведомом l₂= 105 мм. Примем окончательно l₁ = l₂ = 105 мм.

Предварительная компоновка редуктора



Глубина гнезда подшипника lг 1,5В; для подшипника 316 В = 39 мм; lг = 1,5 • 39 = 58,5 мм; примем lг = 58 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце = 14 мм (рис. 7). Высоту головки болта примем 0,7d_б = 0,7 • 12 = 9,8 мм.



I. Проверка долговечности подшипника.

Ведущий вал (рис. 8). Из предыдущих расчетов имеем:

Ft = 3750 Н, Fr = 1400 Н, Fа = 830 Н;

из первого этапа компоновки l₁ = 105 мм.

Реакции опор:

в плоскости х_Z: R_X1 = R_X2 = = = 3810 H

в плоскости y_Z: Ry₁ = •

Ry₁ = = 1669 Н

в плоскости y_Z: Ry₂ = •

Ry₂ = = 1131 Н

Проверка: Ry₁ + Ry₂ - Fr = 1669 + 1131-2800 = 0

Суммарные реакции:

P_r1 = = = 4160 H

P_r2 = = = 3974 H

Рис. 8 Схема ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 (см. приложение, табл. ПЗ), «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

d = 55 мм; D = 120 мм: В = 23 мм; С = 71,5 кН и С₀ = 41,5 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

P_Э = (XVP_r1 + YP_a) • K_Б K_Т

в которой радиальная нагрузка Рr₁ = 4160 Н:

осевая нагрузка Рa = Fa = 1070 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Кб = 1 (см. табл. 9.19); КТ = 1 (см. табл. 9.20). «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский С.А.

Отношение = = 0,026, этой величине (по табл. 9.18. соответствует е = 0,22.

Отношение = 0,257 е; X = 0,56; Y = 1,99

P_Э = (0,56 • 1 • 4160 + 1,99 • 1070) • 1 • 1 4460 Н

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов:

L = ^p = L = ³

где С - динамическая грузоподъемность по каталогу; Р - эквивалентная нагрузка; р - показатель степени: для шарикоподшипников р = 3;

L = ³ 4100 млн. об.

Размещено на Allbest.ru

...