Файл: Porolyov_Kursovaya_avt173_1.docx

= = 0,58; e = 0,58 > e = 0,34.

Определяем коэффициент вращения колец V. Принимаем V = 1.

Уточняем соотношение для правого подшипника, где действует осевая реакция (и как более нагруженного), по формуле:

= = 0,04; e = 0,04.

= = 0,297; e = 0,297 e = 0,34.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, действующую на левый, более нагруженный подшипник:

= ( X ⋅ V ⋅ + Y ⋅ ) ⋅ ⋅ . (5.10)

Имеем e = 0,58. При этом e = 0,58 > e = 0,34. Соответственно, X = 0,41, Y = 0,87.

Если рассматриваем радиальные шариковые подшипники, установленные на валу, где не действуют осевые силы (F_a = 0), или отношение F_a/C₀ меньше имеющегося (< 0,34), то X = 1, Y = 0.

Коэффициент безопасности принимаем K_Б = 1 ‒ при спокойной нагрузке. Температурный коэффициент принимаем K_Т = 1, если температура подшипника в процессе работы не превышает 100 °С.

= (0,41 ⋅ 1 ⋅ 8198,19 + 0,87 ⋅ 4810,5) ⋅ 1 ⋅ 1 = 7546,39 H.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, действующую на правый подшипник:

= ( X ⋅ V ⋅ + Y ⋅ ) ⋅ ⋅ . (5.11)

= (1 ⋅ 1 ⋅ 10929,8 + 0 ⋅ 3246,15) ⋅ 1 ⋅ 1 = 10929,8 H.

Ресурс подшипника (в миллионах оборотов) :

L = ; (5.12)

L = = 18,41 млн. оборотов.

Расчетная (потребная) динамическая грузоподъемность:

= ⋅ . (5.13)

где p – показатель степени, который для шарикоподшипников принимается p = 3, для роликоподшипников p = 3,33.

Коэффициент долговечности a₁. Принимаем коэффициент долговечности a₁ = 1 при коэффициенте надежности P(t) = 0,9. Определяем обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла a₂₃ примем среднее значение из рекомендуемого диапазона a₂₃ = 0,75.

= 10929,8 ⋅ = 31764,57 H.

Должно выполняться условие:

.

Данное условие выполняется: =31,7 кН ≤ C = 101 кН, т. е. расчетная динамическая грузоподъемность не превышает базовую (паспортную), значит, динамическая грузоподъемность подшипника обеспечена.

Коэффициенты радиальной и осевой статических сил для рассматриваемого примера X₀ = 0,5, Y₀ = 0,47.

Определяем эквивалентную статическую нагрузку с учетом большей нагруженности левой опоры А. Используем максимальные, а не средние значения реакций.

= ⋅ + ⋅ ; (5.14)

= 0,5 ⋅ 13013 + 0,47 ⋅ 7635,72 = 10095,28 H;

При этом должно выполняться условие P₀ ≥ R_А, т. е. для дальнейших расчетов необходимо выбрать из двух значений P₀ и R_A максимальное. Данное условие не выполняется, поэтому принимаем P₀ = R_А = 13013 H.

С учетом трехкратной перегрузки P_0П = 3 ⋅ P₀ = 3 ⋅ 13013 = 39039 H.

Должно выполняться условие:

.

Условие выполняется: 39 кН ≤ 80,8 кН.

Статическая грузоподъемность подшипника обеспечена.

6.Выбор и расчет шпоночных соединений привода

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 :}

7.Выбор соединительных муфт

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем упруго-компенсирующую муфту. Упруго-компенсирующие муфты применяются не только для компенсации смещения валов, но и для снижения динамичности нагрузок и амортизации колебаний, возникающих при работе.

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя применяем жестко-компенсирующую муфту. Жестко-компенсирующие муфты применяются не только для компенсации смещения валов, но для соединения валов с небольшими взаимными смещениями осей, вызываемые неточностью изготовления деталей муфты и монтажа.

8.Обоснование и выбор смазочных материалов

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии.

В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому, что окружные скорости не превышают 12..15 м/с.

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.

9.Техника безопасности и экологичность проекта

При разработке редуктора учитывались требования безопасности и экологичности его работы.

На валах в крышках подшипниковых узлов предусмотрена установка уплотнений для защиты редуктора от попадания в него пыли и грязи, а также для предотвращения вытекания масла из корпуса редуктора .

- Электрооборудование и электрические устройства , применяемые в проекте соответствуют государственным стандартам и правилам, определяющим требования к оборудованию по электробезопасности.

- Движущиеся части привода цепного конвейера, являющиеся источниками опасности, ограждаются, за исключением частей, ограждение которых невозможно по их функциональному назначению.

- При обслуживании, смазке и ремонте привода цепного конвейера должны обеспечиваться безопасные условия их проведения, при этом:

а) уборка упавшего транспортируемого материала должна производиться при остановленном оборудовании с применением лопат, крючков, сметок, щеток и т.п.;