Дипломная работа: Проектирование привода общего назначения

вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширину определяет размер

Измерением находим расстояние между опорами на ведущем валу  и на ведомом ; принимаем  

Глубина гнезда подшипника 7611: ; для подшипника 7614;

 Толщину фланца  крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия . Высоту головки болта примем

Предварительная компоновка редуктора представлена на рисунке 3.

8. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке:  Передаточное число цепной передачи  Определим число зубьев:

ведущей звездочки по формуле (8.1):

 (8.1)

принимаем

ведомой звездочки по формуле (8.2):

 (8.2)

принимаем  

Тогда фактическое передаточное число равно:

Отклонение составит:  что меньше допустимого, равного 3%.

Расчетный коэффициент нагрузки определим по формуле (8.3):

 (8.3)

где  - динамический коэффициент, в соответствии с рекомендацией на с.149 [1] при

спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру)  

 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, в соответствии с

рекомендацией на с.150 [1]  

 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров (в данном случае

угол не превышает 60°), в соответствии с рекомендацией на с.150 [1]  

 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в соответствии с рекомендацией на с.150 [1] при периодическом регулировании  

 - коэффициент, при непрерывной смазке цепи в соответствии с рекомендацией на с.

150 [1]  

 - коэффициент при двусменной работе в соответствии с рекомендацией на с.150 [1]

Для определения шага цепи ориентировочно зададимся величиной допускаемого давления в шарнирах опоры. Ведущая звездочка имеет частоту вращения  

Среднее значение допускаемого давления в соответствии с рекомендациями в таблице 7.18 [1]  Определим шаг однорядной цепи по формуле (8.4):

 (8.4)

где  - вращающий момент на ведомом валу, ;

 - число зубьев ведущей звездочки,  

 - расчетный коэффициент нагрузки, по расчету

Подбираем в соответствии с таблицей 7.15 [1] цепь ПР-50,8-226,8 в соответствии с ГОСТ 13568-75, имеющую шаг цепи  разрушающую нагрузку  массу  проекцию опорной поверхности шарнира  

Определим скорость цепи по формуле (8.5):

 (8.5)

где  - число зубьев ведущей звездочки,  

п2 - частота вращения ведущей звездочки,

t - шаг цепи,  

Окружную силу определим по формуле (8.6):

 (8.6)

где  - вращающий момент на ведомом валу,

 - угловая скорость ведомого вала,

 - см. формулу (8.5).

Давление в шарнире проверим по формуле (8.7):

 (8.7)

где  - см. формулу (8.6);

 - см. формулу (8.3);

 - проекция опорной поверхности шарнира,  = 473мм.

Уточняем по таблице 7.18. [1] допускаемое давление:

где р - табличное значение допускаемого давления по таблице 7.18 при  и

 - число зубьев ведущей звездочки,  

следовательно, условие p< выполнено.

Число звеньев цепи определим по формуле (8.8):

 (8.8)

где

;

Округляем до четного числа = 152.

Уточняем межосевое расстояние для цепной передачи по формуле (8.9):

 (8.9)

где t - шаг цепи, t=44.45мм;

 - число звеньев цепи, =152;

 - суммарное количество зубьев ведущей и ведомой звездочек,  =101;

 - см. формулу (8.8).

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на .

Определим диаметры делительных окружностей звездочек по формулам (8.10), (8.11):

 (8.10)

 (8.11)

Определим диаметры наружных окружностей звездочек по формулам (8.12), (8.13):

 (8.12)

 (8.13)

где  - диаметр ролика цепи, в соответствии с таблицей 7.15 [1]  

Определим силы, действующие на цепь:

окружная сила определена выше:

от центробежных сил определим по формуле (8.14):

 (8.14)

где q - масса цепи, q=7,5кг/м;

v - скорость цепи,  

от провисания по формуле (8.15):

 (8.15)

где  - коэффициент, учитывающий расположение цепи, при горизонтальном положении цепи

 

q - масса цепи,

 - межосевое расстояние, .

Расчетную нагрузку на валы определим по формуле (8.16):

  (8.16)

Проверим коэффициент запаса прочности цепи по формуле (8.17):

 (8.17)

где Q - разрушающая нагрузка см. таблицу 7.15 ,  

 - окружная сила, = 5747Н;

 - динамический коэффициент, в соответствии с рекомендацией на с.149 [1] при

спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру) = 1;

Fv - действующая на цепь от центробежных сил, Fv =35Н;

Ff - сила, действующая на цепь от провисания цепи, Ff =1072Н.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса в соответствии таблицей 7. 19 [1] равный

 следовательно, условие прочности выполнено.

Определим размеры ведущей звездочки:

диаметр ступицы звездочки определим по формуле (8.18):

 (8.18)

где  - диаметр выходного конца ведомого вала, =65мм.

длину ступицы по формуле (8. 19):

 (8. 19)

принимаем =104мм;

толщину диска звездочки по формуле (8. 20)

 (8. 20)

где  - ширина ролика цепи, в соответствии с таблицей 7.15 [1] =25,4мм.

9. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Проведем проверку долговечности подшипников ведущего вала.

Из предыдущих расчётов имеем:   из первого этапа компоновки    Нагрузка на вал от ременной передачи = 2718Н. Составляющие этой нагрузки определим по формуле (9.1):

 (9.1)

Определим реакции опор:

в плоскости xz по формулам (9.2), (9.3):

 (9.2)

 (9.3)

Проверка:

в плоскости yz по формулам (9.4), (9.5):

 (9.4)

 (9.5)

Проверка:

Суммарные реакции определим по формулам (9.6), (9.7):

 (9.6)

 (9.7)

где , - реакции опор в плоскости xz,  = 1106,2H, = 6103,4H;

, - реакции опор в плоскости yz,  = 6103,4H,  = 2075,1H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Ранее в пункте 7, таблица 2 курсового проекта были приняты роликоподшипники конические однорядные средней широкой серии 7611 с размерами: =55мм; D=120мм; В=45,5мм; С=160,0кН; =140,0кН.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определим по формуле (9.8):

 (9.8)

где е – параметр осевого нагружения подшипника 7611, е = 0,32.

В нашем случае: <, следовательно,==633Н; =Н

Отношение  <е, эквивалентную нагрузку определяем без учета

осевой, следовательно, X = 1,Y = 0.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле (9.9):

 (9.9)

где  - радиальная нагрузка,  =6447Н;

 - осевая нагрузка,= ;

V-коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;

 - коэффициент безопасности, согласно таблице 9. 19 [1] для привода к ленточному

конвейеру  =1,5;

 - температурный коэффициент, согласно таблице 9.20 [1] . =1;

Расчётную долговечность, миллион оборотах, определим по формуле (9.10):

 (9.10)

где С - грузоподъемность подшипников 7611, С=160,0кН

-эквивалентная нагрузка, = 9,671кН

Расчётную долговечность в часах определим по формуле (9.11):

 (9.11)

где  - частота вращения ведущего вала, =365,65об/мин.

L - см. формулу (9.10).

Это больше долговечности установленной ГОСТ 16162-85 для зубчатых редукторов, и равной Lh = 10000ч. Столь большая долговечность получена в связи с тем, что для удобства монтажа, т. к. диаметр вершин зубьев червяка =126,37мм были приняты роликоподшипники

конические однорядные средней широкой серии 7611 диаметр которых равен D=120мм имеющие большую грузоподъемность, равную С=160,0кН.

Проведем проверку долговечности подшипников ведомого вала.

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, что и ведущий:

= 5287,6Н, Fr = 1958,4Н, F0 = 1279,4Н, нагрузка на вал от цепной передачи равна =7891Н. Составляющие этой нагрузки определим аналогично формуле (9.1):

Из первого этапа компоновки =  = 95vv, ==152мм; d2 = 379,63мм.

Реакции опор ведомого вала в плоскости xz определим аналогично формулам (9.2), (9.3):

Проверка:

в плоскости yz аналогично формулам (9.4), (9.5):

Проверка:

Суммарные реакции определим аналогично формулам (9.6), (9.8):

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Ранее в пункте 7, таблица 2 курсового проекта были приняты роликоподшипники конические однорядные средней широкой серии 7614 с размерами: = 70мм; D=150мм; В=51,0мм; С=240,0кН; С0=186,0кН.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определим по формуле (9.8):

Страницы: 1, 2, 3, 4