Материал: zapiska

Определяем суммарные реакции опор

для опоры А

 Н

для опоры B

 Н

Осевые нагрузки на подшипники определяем по методике, изложенной в источнике [3].

Из ГОСТ 831-75 угол контакта подшипника равен 15º.

Определяем отношение

По таблице 16.5 [3] определяем эксцентриситет

Определяем относительный эксцентриситет

(9.5)

Определяем внутренние усилия в подшипниках

(9.6)

Для опоры А:

Для опоры B:

В нашем случае < .

Следовательно и

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипники по формуле

Для опоры А

 Н.

Для опоры B

 Н.

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника (в опоре В)

Долговечность подшипника определяется по формуле

(9.8)

где   ‑ частота вращения подшипника, мин^-1;

 ‑ ресурс работы подшипника, час.

Ресурс работы подшипника равен расчётному сроку службы привода определённому в п. 2.1  ч.

Тогда долговечность подшипника

 млн. об.

Обобщённый коэффициент влияния качества металла, технологии производства, конструкции и условий эксплуатации определяется по таблице 16.3 [3]. Для шариковых подшипников при обычных условиях применения

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность по формуле (9.2)

 Н

Проверяем условие (9.1)

Расчётная динамическая грузоподъёмность меньше паспортной следовательно условие проверочного расчёта подшипника по динамической грузоподъёмности выполняется.

Проверочный расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности заключается в проверке условия

(9.9)

где   ‑ эквивалентная статическая нагрузка, Н;

 ‑ паспортная статическая грузоподъёмность, указанная в стандарте на подшипник (таблица 9.1), Н;

Эквивалентная статическая нагрузка определяется по формуле

, (9.10)

где  ,   ‑  статические коэффициенты радиальной и осевой сил, указанные в стандарте;

Для шариковых радиально-упорных подшипников = 0,5 и  = 0,28.

Тогда эквивалентная статическая нагрузка в рассматриваемом случае

 Н

Проверяем условие (8.6)

Эквивалентная статическая нагрузка меньше статической грузоподъёмности меньше паспортной, следовательно, условие проверочного расчёта подшипника по статической грузоподъёмности выполняется.

8. Выбор и расчет соединений “вал-ступица”

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину шпонок находим из условия смятия:

_(8.1)

где Т – передаваемый момент, Нм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм; [_см] – допускаемое напряжение смятия, МПа; при стальной ступице и спокойной нагрузке [_см]=80…120 МПа; l_р – рабочая длина шпонки, мм; при скругленных концах l_р=l-b; l – длина шпонки, мм

_(8.2)

b – ширина шпонки, мм.

Допускаемое напряжение на смятие примем равным [σ_см] = 120 МПа, наихудший вариант когда работа механизма сопровождается большими толчками.

Шпоночное соединение для тихоходного вала:

Диаметр вала:

Крутящий момент на валу:

Диаметр вала:

Крутящий момент на валу:

Шпоночное соединение для промежуточного вала:

Диаметр вала:

Крутящий момент на валу:

Шпоночное соединение для быстроходного вала:

Диаметр вала:

Крутящий момент на валу:

Шпоночное соединение для приводного вала:

Диаметр вала:

Крутящий момент на валу:

Диаметр вала:

Крутящий момент на валу:

9 Выбор соединительных муфт

Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора согласно заданию применяем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 41424 - 93. Муфту втулочно-пальцевую изготавливают для диаметров валов от 10 до 160 мм. Упругие муфты применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода.

Производим подбор муфты по диаметру выходного конца быстроходного вала редуктора и вала электродвигателя. Подбираем муфту 250-32-1-18-1. При этом номинальный крутящий момент для данной муфты равный 250 Н·м меньше крутящего момента на быстроходном валу редуктора.

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем муфту зубчатую ГОСТ 5006-94, предназначенную для компенсации несоосности валов.

Производим подбор муфты по диаметру выходного конца тихоходного вала редуктора. Подбираем муфту 1-1600-55-1. При этом номинальный крутящий момент для данной муфты равный 1600 Н·м меньше крутящего момента на быстроходном валу редуктора

10 Обоснование и выбор смазочных материалов

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. При картерной смазке достаточно, чтобы в смазку частично погружалось одно зубчатое колесо пары. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы зубчатых колес были в него погружены не менее чем на 2 высоты зуба и не более чем 1/3 радиуса колеса. При вращении зубчатых колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей а также смазывает подшипники.