Цепной конвеер

Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников вычисляется по формуле:

мм (33)

где B, d,  - геометрические параметры подшипников для серии 46 306 [1].

Соответствующее расстояние для однорядных роликовых конических подшипников можно вычислить по выражению:

мм (34)

где T, D, d, e — геометрические параметры подшипников для серии 7214 [1].

Для проверки подшипников на долговечность необходимо определить эквивалентную нагрузку на опоры, вычисляемую исходя из сил реакций на эти опоры. В связи с эти рассмотрим отдельно ведущий и ведомый вал червячного редуктора.

Ведущий вал.

Схема нагружения этого вала представлена на рис. 3. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.

Рис. 3. Силовая схема нагружения ведущего вала редуктора

Составляющие силы от натяжения цепи:

Fрпx = Fрпx = Fрп / sin 45(= 5349/sin45(= 3782 Н.

Рассмотрим систему сил в плоскости XZ.

Н

Н Рассмотрим систему сил в плоскости YZ.

Н

Н

Суммарные величины радиальных реакций в опорах:

(35)

H;

H;

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:

S=ePr, (36)

где e=0,68 — коэффициент осевого нагружения для подшипников с =26(.

В результате имеем:

S1 = 0,68· 3293 = 2239 Н;

S2 = 0,68· 2747 = 1868 Н.

Осевые нагрузки в нашем случае S1 > S2; Fa > 0, тогда Pa1 = S1 = 2239 Н;

Pa2 = S1 + Fa1 = 2239 + 13 485 = 15 724 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 2239/3293 = 0,68 = e — осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле:

Pэ1 = Pr1VKбKT = 3293· 1·1·1 = 3293 Н, (37)

где V — коэффициент, учитывающий схему вращения колец, V=1; Kб, KT — коэффициенты, учитывающие условия работы подшипников [1, c.212].

У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 15 724/2747 = 5,72 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

Pэ2 = (XPr1V+YPa2) KбKT = 0,41· 2747+0,87·15 724 = 14 800 Н, (38)

где X, Y выбираются по справочным таблицам [1, c.212−213]: X=0,41; Y=0,87.

Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре. Номинальная долговечность определяется по формуле:

(39)

где С — динамическая грузоподьёмность по каталогу; p — показатель степени (p=3 — для шарикоподшипников; p=3,33 — для роликоподшипников).

млн. об

Значение долговечности в часах

ч

Ведомый вал

Схема нагружения этого вала представлена на рис. 4. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.

Рис. 4. Силовая схема нагружения ведомого вала редуктора Плоскость XZ:

Rx3 = Rx4 = Ft2 / 2 = 13 485 / 2 = 6742 Н Плоскость YZ:

Н

Н Суммарные величины радиальных реакций в опорах:

H;

H;

Осевые составляющие радиальных реакций роликовых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:

S=0,83ePr, (40)

В результате имеем:

S1 = 0683· 0,41·9199 = 3130 Н;

S2 = 0683· 0,41·6876 = 2340 Н.

Осевые нагрузки в нашем случае S3 > S4; Fa > 0, тогда Fa3 = S3 = 3130 Н;

Fa4 = S4 + Fa3 = 3130 + 4908 = 8038 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 3130/9199 = 0,31 < e — осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле (37):

Pэ1 = 9199 Н,

У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 8038/6876 = 1,17 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле (38):

Pэ2 = 0,4· 6876+1,459·8038 = 14 500 Н,

Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре.

млн. об

Значение долговечности в часах

ч

7. Тепловой расчёт редуктора

Работа червячного редуктора характеризуется повышенным трением при взаимном скольжении поверхности червяка о поверхность колеса. В связи с этим происходит снижение КПД и переход части механической энергии в тепловую, что вызывает увеличение температуры конструкции. Условие работы редуктора без перегрева имеет вид:

(41)

Pч = 2000

Вт — требуемая для работы мощность на червяке; A — площадь теплообмена; kt — коэффициент, характеризующий теплообмен; [t] = 70…90(- допустимый перегрев.

В результате имеем

(,

что не превышает допустимого значения. Одним из эффективных путей уменьшения перегрева редуктора является изготовление корпуса ребристым.

8. Выбор посадок деталей привода Посадки на гладких соединениях назначаем в соответствии с рекомендациями изложенными в [2].

Посадка червячного колеса на вал H7/p6 ГОСТ 25 347–82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Посадка бронзового венца червячного колеса на чугунный центр H7/p6.

Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

2. Методика расчёта зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании: Методические указания / Соств. В. Я, Баранцов, Т. Г. Зайцева. — Липецк, 1991. — 32 с.

Разработал:

___________/

Ф.И.О.

Руководитель:

___________/

Ф.И.О.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

КП 150 102.

28ПЗ