Привод транспортера заготовок

Министерство науки и образования Российской Федерации Поволжский Государственный Технологический Университет Кафедра ДМ и ТММ Курсовой проект Привод транспортера заготовок Выполнил: студент гр. МТМ-31

Федяев А.С.

Консультировал:

к.т.н., доцент Осипов В.И.

Йошкар-Ола

2013 г.

Содержание привод транспортер вал редуктор

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор кинематической схемы привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

1.4 Выбор муфты

1.5 Материалы для изготовления привода

2. Разработка эскизного проекта

2.1 Расчет червячного редуктора

2.2 Расчет диаметров валов

2.3 Расчет цепной передачи

2.4 Расстояние между деталями передач

2.5 Толщина стенки редуктора

2.6 Выбор типа подшипника

2.7 Расчет объема масляной ванны

2.8 Выбор уплотнений

2.9 Выбор рамы

2.10 Выбор крепежных элементов

3. Технический проект

3.1 Расчет тихоходного вала

3.2 Расчет болтов

3.3 Проверочный расчет шпоночных соединений

3.4 Расчет подшипников качения

4. Техническое описание привода Список используемой литературы

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор кинематической схемы привода По заданию следует разработать конструкторскую документацию на изделие индивидуального производства «Привод транспортера заготовок «с электродвигателем трехфазного тока. При этом тепловыделение и вибрация — не регламентировано, шумность — пониженная. Характер нагрузки — переменная спокойная. Окружающая среда — пожароопасная. При выключении двигателя привод имеет свободный выбег.

Одноступенчатый редуктор с червячной передачей, открытая цепная передача, электродвигатель:

Рассчитаем общий КПД привода:

[1стр.8]

Где з_м.=0,98 — КПД муфты; [1, стр.7]

з_цеп..=0,93 — КПД цепной передачи; [1, стр.7]

з_ред.=0,8 — КПД червячной передачи; [1, стр.7]

Мощность на приводном валу машины:

Р_в=Т_в*р*n_в/30=1000*3,14*38/30=3,977 кВт. [1, стр. 10]

Требуемая мощность на валу электродвигателя:

Р_эл=Р_в/з_общ=3,977/0,73=5,448 кВт. [1, стр.10]

Общее передаточное отношение привода:

Где n_э.д._- частота вращения вала электродвигателя;

n_в.— частота вращения выходного вала редуктора;

Передаточные числа:

Где U_ред.— передаточное число редуктора;

U_цеп.— передаточное число цепной передачи;

[1, стр. 7]

[1, стр. 8]

1.2 Выбор электродвигателя Выбираем тихоходный электродвигатель с частотой вращения 1000 об/мин.

По таблице 24.9, стр. 459 выбираем двигатель 132S6 с частотой вращения

об/мин

> 1,7

Мощность электродвигателя Р_э.д. = 5,5 кВт > 5,448 кВт.

Тип исполнения IM 1081

l₀=l₁₀+4*d₁₀=140+4*12=188 мм;

b₀=b₁₀+5*d₁₀=216+5*12=276 мм.

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах Произведем разбивку передаточного числа по ступеням привода и уточним передаточные числа.

Передаточное отношение привода:

[1, стр.8]

Передаточное отношение редуктора:

=12,63 [1, стр. 8]

Где U_цеп — передаточное отношение цепной передачи. [1, стр.7]

Частота вращения приводного вала =38 об/мин Частота вращения тихоходного вала редуктора:

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

Вращающий момент и мощность на валу привода:

T₄=1000 Н•м; P₄=3,977 кВт Вращающий момент и мощность на тихоходном валу редуктора:

; [1, стр.10]

Вращающий момент и мощность на быстроходном валу редуктора:

; [1, стр.10]

Вращающий момент и мощность на валу двигателя:

; [1,стр.10]

1.4 Выбор муфты Для расчёта момента нагружающего муфту воспользуемся формулой ([1], с. 334.)

Определим максимальный вращающий момент:

Т_к=Т_ном.*К=51*1,3=66,3 (Н*м),

где Т_ном=51 (Н*м) — вращающийся момент на валу привода, К=1,3 — коэффициент динамической нагрузки (переменная спокойная нагрузка).

Выбираем компенсирующую муфту с торообразной оболочкой со следующими присоединительными размерами (ГОСТ 20 884−93):

Частота вращения муфты

n=960 об/мин < [n] = 1980 об/мин, где [n] -максимальная частота вращения муфты.

Допускаются смещения валов: осевое w= 1…4,5 мм радиальное Д=1…4 мм угловое г= до 1⁰00'

1.5 Материалы для изготовления привода Чугун-для корпуса редуктора, крышек подшипников, центра червячного колеса Сталь-для червяка, валов,, звёздочек Цветные металлы — для венца червячного колеса Конструкционная сталь-для валов, звездочек, ограждений Сортовой прокат-для рамы.

2. Разработка эскизного проекта

2.1 Расчет червячного редуктора Исходные данные: Р₁=5,458 кВт-мощность на быстроходном валу; n₁=960 об/мин-частота вращения червяка редуктора; U=12,63-передаточное отношение червячной передачи; режим нагружения: постоянный (0).

1) Число заходов червяка: Z₁=4, число заходов червячного колеса: Z₂=Z₁· U=4·12,63=50,52 принимаем Z₂ = 50 ?28 -по условию неподрезания зубьев.

2) Вращающий момент на валу червяка: Т₁=53,2 Н· м;

Вращающий момент на валу колеса: Т₂=537,6 Н· м.

3) Скорость скольжения:

.

4) Материал колеса II группы т. к. v_s? 5 м/с: БрА9Ж4 при у_T=200МПа, у_B=400МПа;

червяка: Сталь 40Х (объемная закалка до 55 [2,с.176].

При этом допускаемое контактное напряжение:

[у_Н]= [у_Н]₀ — 25=300 — 25· 3,5=212,5? [у_Н]_max,

где: [у_Н]₀=300 МПа при Н?45 HRC

[у_Н]_max =2 · у_T =2 · 200 = 400 МПа;

Коэффициент долговечности:

K_FL=? 1,15

K_{FL =} = = 0,52? 1,15,

где N_FE=µ_F· N_K= 1· 316,8· 10⁶ =316,8· 10⁶ — эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи [1, c. 33].

N_K=60· n₂·L_h =60· 960· 0,55·10⁴=316,8· 10⁶ (время работы передачи L_h=0,55· 10⁴ ч.) — Суммарное число циклов перемены напряжений [1, c. 34].

5) Предварительно назначаем коэффициент диаметра червяка q:

q>0,25· Z₂=0,25·50=12, 5

принимаем q=12,5 [2,с.212].

При этом q/Z₂=12,5/45=0,28 входит в рекомендуемые пределы = 0,22.0,4 [2,с.220].

6) Межосевое расстояние:

округляем по ряду Ra40: a_W=140 мм,

где:

Е₁=2,1· 10⁵ МПа-модуль упругости стали (червяк) Е₂=0,9· 10⁵ МПа — модуль упругости бронзы (колесо).

7) Модуль:

мм,

m=5мм соответствует стандартным значениям

Коэффициент смещения:

[2,с.213].

Выбираем эвольвентный червяк (ZI). По условию неподрезания и незаострения зубьев величину x рекомендуется изменять в пределах -1?x?0.

Назначаем =150, =10

Получаем:

[2,с.213].

Уточним передаточное отношение:

U_ред. = Z₂/ Z₁=50/4=12,5 =>

=> U_ред.= U_общ./ U_цеп.=> U_цеп.= U_общ./ U_ред.=25,26/12,5=2,02

8) Проверяем прочность по контактным напряжениям:

[2, с. 220 ],

где: торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

входит в рекомендуемые пределы: 1,8…2,2;

коэффициенты расчетной нагрузки:

;

где K_V=1(коэффициент динамической нагрузки) при V_S<3 м/с и коэффициент концентрации нагрузки:;

делительный диаметр червяка:

делительный диаметр колеса:

коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии:

половина дуги обхвата червяка колесом:

угол профиля в осевом сечении:

угол подъема винтовой линии:

[2, c.212].

Уточняем величину скорости где [2, c.215].

Условие прочности соблюдается с недогрузкой в 21%. Отметим, что перегрузка допустима не более 5%, недогрузка — не более 20%.

9) Проверяем прочность на изгиб:

где: окружная сила колеса:

модуль по нормали:

;

диаметр вершин зубьев червяка:

;

ширина колеса:

;

— коэффициент формы зуба

10) Уточняем КПД:

[1, c.36],

11) Основные размеры:

Основные размеры червяка:

Z₁=4-количество заходов червяка;

m=5мм-модуль;

q=10-коэффициент диаметра червяка;

d₁=50мм-делительный диаметр червяка;

d_a1=60мм-диаметр вершин зубьев червяка;

d_f1=d₁-2,4· m=50−2,4·5=38 мм-диаметр впадин зубьев червяка [2, c.212];

b₁=мм, для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину нарезанной части червяка b₁. [2, c.212].

Основные размеры колеса:

a_W=150мм-межосевое расстояние;

ч=0-коэффициент смешения;

Z₂=50-число зубьев колеса;

b₂=40,2 мм-ширина колеса;

d₂=250 мм-делительный диаметр колеса;

d_a2=d₂+2· m=250+2·5=260 мм-диаметр вершин зубьев [2, c.213];

d_f2=d₂-2,4· m=250−2,4·5=238 мм-диаметр впадин зубьев [2, c.213];

Назначаем 8-ую степень точности [2, c.214].

12) Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии максимальной нагрузки:

Проверка на контактную прочность:

Проверка по напряжениям изгиба:

2.2 Расчет диаметров валов Предварительные значения диаметров различных участков стандартных валов редуктора определяются по формулам:

1) Для быстроходного вала: d=38 принимаем по диаметру вала электродвигателя, так как двигатель подсоединен напрямую к редуктору (чтобы возможно было извлекать червяк через подшипниковое отверстие).

Диаметр под подшипник:

принимаем из ряда Ra40:

d_П=45 мм;,

где: t-высота заплечика.

Диаметр базы подшипника:

принимаем из ряда Ra40: d_БП=53 мм;, где: r-координата фаски подшипника.

2) Для тихоходного вала:

принимаем из ряда Ra40: d=40 мм .

Диаметр под подшипник:

принимаем из ряда Ra40: d_П=50 мм;, где: t-высота заплечика.

Диаметр базы подшипника:

принимаем из ряда Ra40: d_БП=60 мм;, где: r-координата фаски подшипника.

Диаметр вала под червячное колесо выбираем из ряда Ra40 следующее значение после диаметра под подшипник d_П=50 мм т. е. d_К=53мм.

2.3 Расчет цепной передачи Исходные данные: n₁= 76об/мин, P₁=4,276кВ, U_цеп. =2 характер нагрузки — переменно-спокойная Выбор числа зубьев звездочек:

Назначаем число зубьев малой звездочки z₁=27, тогда число зубьев большой звездочки

z₂=z₁*U_цеп.=27*2=54 [2. стр. 305]

По рекомендации назначаем межосевое расстояние a=35p_ц [2. стр. 295]

Выбор коэффициентов К_э=К_д+К_а+К_н+К_рег+К_с+К_реж=1,2*1*1*1*1*1=1,2 [2. стр. 305]

Где К_д= 1,2- коэффициент динамической нагрузки [2. стр. 306]

К_а=1- коэффициент межосевого расстояния [2. стр. 306]

К_н=1- коэффициент наклона передачи к горизонту [2. стр. 306]

К_рег=1- коэффициент способа регулировки натяжения цепи [2. стр. 306]

К_с=1- коэффициент смазки и загрязнения передачи [2. стр. 306]

К_реж=1- коэффициент режима работы (односменный) [2. стр. 306]

Расчет коэффициентов К_z= - коэффициент числа зубьев [2. стр. 307]

— коэффициент частоты вращения [таблица 13.1 с. 305]

Выбор шага цепи по расчетной мощности Р_р=* P_1* К_z* К_э=2,63*4,3*1,2*0,92=12,5 кВт По таблице 13.4 назначаем однорядную цепь с шагом Р_ц=31,75 мм.

Выбираем по таблице 13.4 мощность Р_ц=19,3 кВТ.

Р_ц=31,75<[P_ц]_max=50,80

При этом a=35p_ц =35*31,75=1111,25 мм Уточняем числа зубьев:

Р_р=* P_1* К_z* К_э,

отсюда К_z=1,4, тогда

Z₁₌,

принимаем z₁=18

Z₂=18*2=36

Скорость цепи

V= [2. стр. 295]

При удовлетворительном качестве смазки II назначаем густую внутришарнирнцю смазку [2. стр. 306] при V<4 м/с.

Расчет числа звеньев в цепи:

L_р=

Уточняем межосевое расстояние:

a==1109,98

Учитываем рекомендации по уменьшению межосевого расстояния на Да=0,003а=3 мм, назначаем а= 1107 мм. [2. стр.307]

Расчет делительных диаметров звездочек:

d₁=- делительный диаметр ведущей звездочки [2. стр.307]

d₂=- делительный диаметр ведомой звездочки [2. стр.307]

Расчет окружной силы

F_t=[2. стр.308]

2.4 Расстояние между деталями передач Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а» (мм) [1, c. 49]:

где L-расстояние между внешними поверхностями деталей передач, (мм).

Вычисленное значение a округляют в большую сторону до целого числа. Следовательно, принимаем а=10мм. В дальнейшем под, а будем понимать также между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью червяка или колес для всех типов редукторов и коробок передач принимают:

[1, c.48]

2.5 Толщина стенки редуктора Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

[1, c.289],

где Т — вращающий момент на выходном (тихоходном) валу (Н•м);

Плоскости стенок, встречающихся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусами r и R.

Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой.

В обоих случаях принимают:

[1, c.257],

[1, c.257].

2.6 Выбор типа подшипника

1) Червячное колесо должно быть точно и жестко зафиксировано в осевом направлении, поэтому в силовых передачах для опор валов применяют конические роликовые подшипники.

Выберем подшипник легкой серии: 7210А ГОСТ 27 365–87

Размеры подшипника: d=50мм; D=90мм; T_наиб=22мм; B=20мм; c=17мм; r=1,5 мм; r₁=1,5 мм.

Грузоподъемность динамическая: C_r=70,4кН.

Грузоподъемность статическая: C_or=55,0кН.

Расчетные параметры: e=0,42; Y=1,4; Y₀=0,8.

2) Опоры червяка в силовых передачах нагружены значительными осевыми силами, поэтому применяются конические роликовые подшипники.

Выберем подшипник легкой серии: 7211А ГОСТ 27 365–87

Размеры подшипника: d=45мм; D=85мм; T_наиб=21мм; B=19мм;

c=16мм; r=1,5 мм; r₁=1,5 мм.

Грузоподъемность динамическая: C_r=62,7кН.

Грузоподъемность статическая: C_or=50,0кН.

Расчетные параметры: e=0,40; Y=1,5; Y₀=0,8.

2.7 Расчет объема масляной ванны Червяк при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса и смазывается колесо. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося тепла к стенкам корпуса, толщину масляного слоя между червяком и днищем рекомендуется назначить большой, чтобы продукты износа могли оседать на дне и не попадать на рабочие детали.

Передаваемая мощность: Р=5,345 кВт Требуемый объем масляной ванны:

V=P· 0,4= 5,345· 0,4=2,1 л=2100 см³

Площадь масляной ванны:

S=L· B= 21,5· 9,5=204,25 см²

где: L=21,5см-длина ванны; B=9,5см-ширина ванны Необходимая высота уровня масла:

где: h=11см — высота уровня масла Выбираем масло для редуктора: И-Т-С-320

(Индустриальное, тяжело нагруженные узлы, с антикоррозионным покрытием, кинематическая вязкость которого равна 20 мм²/с)

2.8 Выбор уплотнений Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для зашиты их от попадания извне пыли и влаги. Применим манжеты резиновые армированные дл валов из ГОСТ 8752–79.

Для быстроходного вала:

Тип исполнения 1. Размеры: d=45 мм; D₁=65мм; h₁=10мм.

Для тихоходного вала:

Тип исполнения 1. Размеры: d=50мм; D₁=70мм; h₁=10мм.

2.9 Выбор рамы При единичном производстве выгоднее применять сварные рамы сваренные из элементов сортового проката: уголков швеллеров, полос листов.

Выбираем швеллеры стальные горячекатаные из ГОСТ 8240–89.

Номер профиля: 14 (чтобы можно было крепить редуктор к полкам швеллера) Размеры: h=140мм; b=58мм; S=4,9 мм; t=8,1 мм; R=8,0 мм; r=3,0 мм; x₀=16,7 мм; A=1560мм²; масса=12,3кг/м.

2.10 Выбор крепежных элементов Редуктор и электродвигатель крепятся к раме с помощью болтов, шайб и гаек. Крышки подшипников крепятся к корпусу с помощью болтов с шайбами.

Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

Назначаем пробку с цилиндрической резьбой (б).

Размеры пробки:

3. Технический проект

3.1 Расчет тихоходного вала Схема расчета Исходные данные

F_t2 =4296 Н — окружная сила колеса

F_R2 = Н — радиальная сила колеса

F_ц= 5938 Н — нагрузка от звездочки

F_б2 =1718,4 Н — осевая сила колеса

D_k =265 мм — диаметр червячного колеса

T₂ = 537,6 Н· м — момент на тихоходном валу

T₁ = 51 Н· м — момент на быстроходном валу Расчет нагрузки от звездочки

F_ц1=F_ц*cosв=5938*0,86=5143 Н

F_ц1=F_ц*sinв=5938*0,5=2969 Н[1. Стр. 217]

Расчет сил в зацеплении

[1. Стр. 217]

[1. Стр. 217]

Выбор материалов.

Сталь 45, S<60мм, НВ270;

у_В =850МПа; у_Т =750МПа; термообработка — улучшение.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала.

Рассмотрим опасное сечение II — II

Концентратором напряжения являются: галтельный переход и шпоночный паз.

Определение коэффициентов концентрации: [2, стр.320]

Для галтельного перехода d=50мм, r=3,5 мм, t=2мм

[2.таб.15.1 стр.321]

Для шпоночного паза:

[2.таб.15.2 стр.321]

Концентратором является шпоночный паз

b= 12 мм — ширина шпоночного паза

h = 8 мм — высота шпоночного паза

d=40мм Определение момента сопротивлению Определение действующих напряжений [2,стр.319]

Суммарные коэффициенты концентрации напряжений в расчетном сечении учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: [2. 15.8 стр. 320]

при изгибе и кручении Величину масштабного фактора можно оценить по формуле:

[2. Стр.320]

= 0,19−1,2510^-4_в=0,19−1,2510^-4850=0,084

Принимаем Rz = 3,2 мкм — шероховатость поверхности вала

— коэффициент, учитывающий качество поверхности при кручении

— т.к. вал без поверхностного упрочнения Расчет запасов сопротивления усталости.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас определяется: [2, стр. 299]

По ГОСТ 25.504 определяем:

МПа Пределы выносливости по формулам [2, стр.319]

МПа;

МПа;

Рассмотрим опасное сечение I — I

Концентратором напряжения являются: галтельный переход, посадка с натягом и шпоночный паз.

Определение коэффициентов концентрации: [2, стр.320]

Для галтельного перехода d=53 мм, r=3,5 мм, t=3 мм

[2.таб.15.1 стр.321]

Для шпоночного паза: [2.таб.15.2 стр.321]

Для посадки с натягом:[2. Стр.320]

(Ранее найдено)

(при d<150)

— давление посадки P>25 МПа [P = 53,9 — ранее найдено]

Концентратором является прессовая осадка

b= 12 мм — ширина шпоночного паза

h = 5 мм — высота шпоночного паза

d=53мм Определение момента сопротивлению Определение действующих напряжений [2,стр.319]

Суммарные коэффициенты концентрации напряжений в расчетном сечении учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: (1. 15.8 стр. 320)

при изгибе и кручении

; - найдено ранее Величину масштабного фактора можно оценить по формуле:: [2. Стр.320]

= 0,19−1,2510^-4_в=0,19−1,2510^-4850=0,084

Принимаем Rz = 3,2 мкм — шероховатость поверхности вала

коэффициент, учитывающий качество поверхности при кручении

— т.к. вал без поверхностного упрочнения Расчет запасов сопротивления усталости.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас определяется: [2, стр. 319]

По ГОСТ 25.504 определяем:

МПа МПа; МПа; (найдено ранее) Наиболее опасное сечение I — I

Проверка статической прочности [2, стр. 322]

Эквивалентное напряжение

[2, стр. 322]

— коэффициент перегрузки Расчет на жесткость [2, стр. 323]

Полярный момент инерции поперечного сечения вала Прогиб под колесом:

Суммарный прогиб:

мм мм [2, стр. 323] (m — модуль зацепления.)

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

3.2 Расчет болтов Рассчитаем самый нагруженный болт. (крепление крышки подшипника червяка)

1. Исходные данные:

Болт Материал болта: сталь 45

Количество болтов: z = 6 шт.

Нагрузка на крышку подшипника: F_a=10 200 H

2. Нагрузка, приходящаяся на один болт.

3. Необходимое усилие затяжки.

— коэффициент затяжки (металлическая плоская прокладка)

4. Сила в болте, возникающая под действием внешней нагрузки

= 0.25 — коэффициент внешней нагрузки

5. Запас прочности по переменным напряжениям. 2. стр.44]

= 0.1 — коэффициент чувствительности материала болта к асимметрии цикла напряжений [1. стр.44]

_-1 = 240МПа — предел выносливости материала болта [1.стр.54 таб.1.1]

К = 3,5 — эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе для углеродистых сталей [1.стр.54]

[S] = 4 — неконтролируемая затяжка [1.стр.55 таб.1.2]

Полное переменное с амплитудой напряжение в болте.

Площадь болта по внутреннему диаметру резьбы.

Полное постоянное напряжение в болте.

1. стр.44]

6. Запас статической прочности по текучести. (1.стр.44)

[S_т] = 2,5 — контролируемая затяжка [1.стр.55 таб.1.2]

_т=360 МПа — предел текучести материала болта [1.стр.54 таб.1.1]

7. При заводской сборке, эксплуатации и ремонте нужно использовать контролируемую затяжку.

3.3 Проверочный расчет шпоночных соединений Соединение с призматической шпонкой проверяем по напряжениям смятия, т.к. шпонка стандартная

[2. Стр.92]

Т = 537,6 Нммомент на тихоходном валу редуктора

h = 8 мм — высота шпонки

b = 12 ммширина шпонки

d₁ = 53 мм — диаметр вала под червячным колесом

d₂ = 40 мм — диаметр вала в месте посадки звездочки

l₁ = 70 мм — длина шпонки под червячным колесом

l₂ = 70 мм — длина шпонки в месте посадки звездочки

[_см] = 160 МПапри посадке с натягом (чугунная ступица) [2. Стр.94]

1. Проверяем соединение тихоходного вала с червячным колесом

2. Проверяем соединение тихоходного вала с звездочкой

3.4 Расчет подшипников качения Определим ресурс подшипников качения тихоходного вала

1. Исходные данные:

Подшипники легкой серии роликовые конические радиально-упорные однорядные Подшипник 7210А ГОСТ 27 365– — 87

d = 50 мм — диаметр внутреннего кольца h = 132 ммрадиус колеса

D = 90 мм — диаметр наружного кольца l = 71 мм В = 20 мм — ширина l_ц= 84 мм С = 70,4 кН — динамическая грузоподъемность Со = 55 кН — статическая грузоподъемность Расчетные параметры:

e = 0,40

Y =1,5

Y₀ =0,8

n = 76 мин^-1 — частота вращения вала

F_t2 =4296 Н F_ц1 =5143 F_ц2 =2969 Н

F_б2 =1718,4 Н F_R2 = Н

2. Определение реакций в опорах подшипников:

В вертикальной плоскости:

F_R2=(=510,7 Н Из уравнения:

F_R1=

В плоскости смещения валов:

Максимальные реакции в опорах:

F_R1=

F_R2=

3. Внутренние осевые факторы.

4. Осевые нагрузки.

5. Определение эквивалентных расчетных нагрузок с учетом режима

K_E = 0,56 — коэффициент эквивалентности [2. Стр.360]

6. Определение параметра e и коэффициентов X и Y:

е = 0,40

V = 1 — коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца) [2. Стр.358]

7. Определение эквивалентной динамической нагрузки [2. Стр.358]

[2. Стр.358]

= 1 — температурный коэффициент (при t до 100^оС) [2. Стр.358]

В опоре B подшипник нагружен больше.

8. Определим ресурс более нагруженного подшипника. [2. Стр.358]

a₁ =1 — коэффициент долговечности [1. Стр.357]

a₂₃ = 0,65 — обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (для роликовых конических подшипников) [1. Стр. 357 таб. 16.3]

— эквивалентная динамическая нагрузка.

С = 70,4 kH — базовая динамическая грузоподъемность.

Р = 3,33 — для роликовых подшипников [1. Стр.356]

n = 76 об/мин. — частота вращения вала .

Министерство науки и образования Российской Федерации Поволжский Государственный Технологический Университет

4. Техническое описание привода Разработанное изделие индивидуального производства «привод транспортера заготовок» состоит из: электродвигателя 3-х фазного тока, червячного редуктора, торовой муфты, цепной передачи, сварной рамы. В соответствии с техническим заданием: частота приводного вала машины n = 38 об/мин., наибольший крутящий момент Т = 1000 Нм. Движение приводного вала — реверсивное. Характер нагрузки, с которой работает привод — переменная спокойная. Режим нагружения — легкий. Максимальная нагрузка в следствии преодолимых перегрузок: Т_max /Т = 1,7. Для обеспечения свободного выбега привода при выключении двигателя выбираем редуктор с четырехзаходным червяком.

Порядок сборки привода.

В первую очередь собираем редуктор. На тихоходный вал редуктора запрессовываем червячное колесо, так же на него надеваются уплотнительное кольцо и подшипники с двух сторон. Все это устанавливаем в корпус редуктора. Повторяем порядок сборки для быстроходного вала. Устанавливаем на корпус крышку и затягиваем стяжными винтами, потом устанавливаем крышки на валы и затягиваем болтами диаметрическим ключомПлоскость разъема покрыть герметиком УT-34. При сборке редуктора следует отметить: необходимо следить, чтобы валы вращались плавно, без заедания, от руки и чтобы не было осевых люфтов. Далее при помощи комплекта прокладок регулируем пятно контакта в зацеплении. После сборки редуктор, с предварительно запрессованными на его валы ведущей звездочки и муфтой, устанавливается на раму. Далее следует проследить плавность вращения валов муфты. В редуктор заливаем масло марки И-Т-С320 через смотровой люк в крышке корпуса. Затем на раму устанавливается электродвигатель. Электродвигатель может перемещаться в горизонтальном направлении за счет пазов в раме привода. Это дает возможность надеть и отрегулировать цепь.

После натяжения двигатель фиксируется на раме окончательно. После сборки цепной передачи следует проверить, чтобы звездочки располагались в одной плоскости Техническое обслуживание привода.

После первых 120 часов работы, в редукторе следует сменить масло и проверить зацепление. Масло сливают через сливное отверстие в корпусе редуктора, при этом открыв смотровой люк. Систематически необходимо проверять цепь. Следует следить чистотой привода и температурой работы привода в окружающей среде от — 20 °C до + 30 °C Необходимо следить за пожароопасной средой. Срок службы привода при правильной эксплуатации — 0,5510⁴ час Список используемой литературы

1) Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений-5-изд., перераб.- М.: Высш. шк., 1991;383с., ил.

2) Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / Дунаев П. Ф., Леликов О. П. -12-е изд., стер. — Издательский центр «Академия» 2009. 469с.

3) Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для техн. спец. вузов.-5 изд., перераб. и доп.-М.: Высш. шк., 1998;447с., ил.

4) Атлас конструкций узлов и деталей машин: учебное пособие / [Б.А. Байков и др]; под ред. О. А. Ряховского, О. П. Леликова. — 2-е изд., перераб. И доп. — М.: Изд-во МГТУ им Н. Э. Баумана, 2009.-400 с.