Технический проект привода конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
°к и при любом взаимодействии твердых тел реально существует две независимые силы: нормальная Fn и сила трения Fтp. Сила трения в зацеплении обычно мала и ее не учитывают. Нормальную силу Fn для удобства расчетов валов и опор представляют в виде двух составляющих: радиальной Fr - направленной по радиусу вдоль линии центров к оси колеса и тангенциальной - направленной по касательной к делительным окружностям шестерни и колеса в точке контакта зубьев.
Силы, действующие со стороны колеса 4 на шестерню Fn3, Fт3, Ft3, Fr3 из условия равновесия соответственно равны силам, действующим со стороны шестерни 3 на колесо 4 Fn4, Fт4, Ft4, Fr4
Окружные силы определяются по формуле:
Н (57)
Радиальные силы определяются по формуле:
Н (58)
Итоговая таблица параметров зубчатых колес
Таблица 3.4 - параметры зубчатых колес
ПараметрОбозначениеРазмерностьЧисленное значениеШестерня 3Колесо 4Модульmмм22Число зубьевz-25175Тип зубьев--прямыепрямыеИсходный контурпо ГОСТ 13755-81Коэффициент смещения исходного контураX-00Степень точности--99Делительный диаметрdмм50350Диаметр вершинdaмм54346Диаметр впадинdfмм45355Ширина зубчатого венцаbмм3227Межосевое расстояниеa34мм150
4. Ориентировочный расчет валов
Ориентировочный расчет вала входного 2-3 (входного)
Рис. 4.4 - Типовая конструкция входного вала
Диаметр входного участка вала определяется по формуле:
мм (59)
Принимаем dв3 = 32 мм, хвостовик цилиндрического типа по ГОСТ 12080-66, короткого исполнения, длиной l=48 мм.
Диаметр под подшипник dп=40 мм
Рис. 4.5 - Типовая конструкция входного вала
Диаметр участка под колесом определяется по формуле:
Принимаем dв4 = 36 мм, хвостовик цилиндрического типа по ГОСТ 12080-66, короткого исполнения, длиной l=50 мм.
Диаметр под подшипник dп=45 мм
5. Выбор подшипников
В проектируемом редукторе с прямозубыми колесами осевых сил в зацеплении, как известно, не возникает, поэтому целесообразно применить радиальные подшипники. Наиболее дешевыми и удобными в эксплуатации являются подшипники шариковые радиальные однорядные. Большинство широко применяемых подшипников стандартизованы, их параметры принимают по ГОСТ в зависимости от диаметра посадочного отверстия d. Подшипники с одним и тем же диаметром посадочного отверстия могут иметь различные серии, отличающиеся величиной наружного диаметра D, шириной В, и нагрузочной способностью.
В проектируемом редукторе применяем подшипники легкой серии.
Рис. 5.6 - Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника
Таблица 5.5 - параметры зубчатых колес
ВалdnУсловное обозначениеdDВгкНг КН2-3403084090232.541.022.444530945100252.552.730.0
Применяем: Подшипник 308 ГОСТ 8338-75.
Подшипник 309 ГОСТ 8338-75.
6. Проверочный расчет подшипников
.1 Определение реакций опор
Сила, действующая со стороны муфты определяется по формуле:
Н, (88)
где Т - вращающий момент на валу, Н*м; в данном приводе Т=Т4
.2 Пространственная система сил.
Риc. 6.7 - Пространственная схема сил
6.3 Расчетная схема сил
Рис. 6.8 - Расчетная схема сил
Расстояния:
а=0.056
b=0.103
с=0.055
(60)
;
;
; Н
;
;
; Н
;
;
; Н
? 0.001
(90)
;
;
; Н
;
;
;H
;
;
; Н
? -0.002
Определяем реакции, передаваемые от муфты:
;
;
; Н
;
;
; Н
;
;
; Н
=0
Вычисляем суммарные реакции опор по формулам:
6.4 Проверка подшипника по условию долговечности
Расчет по динамической грузоподъемности позволяет определить расчетную долговечность подшипника в часах.
Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому
Lh>[Lh] (61)
где Lh - расчетный ресурс, час;
[Lh] - требуемый по техническим условиям ресурс, час.
Принимаем [Lh] > 12000 час.
Расчетная долговечность подшипника определяется по формуле:
(62)
Расчет по динамической грузоподъемности позволяет определить расчетную долговечность подшипника в часах.
Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому
Lh>[Lh] (63)
где Lh - расчетный ресурс, час;
[Lh] - требуемый по техническим условиям ресурс, час.
Принимаем [Lh] > 12000 час.
где a1 - коэффициент надежности;
а23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;
Сr - базовая динамическая грузоподъемность проверяемого подшипника, Н;
Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
m - показатель степени кривой выносливости подшипника;
n - частота вращения внутреннего кольца, об/мин.
Предполагаем что вероятность безотказной работы подшипника 90%, исходя из этого принимаем a1 - 1. [1, табл. 7.5]
Для обычных условий применения шарикоподшипников
а23 = 0.7...0.8. Принимаем а23 = 0.75. [1, стр. 108]
Базовая динамическая грузоподъемность 309 подшипника Сr = 52700 Н. [1, табл. 24.10]
Для шариковых подшипников m = 3.
n = n4 = 63.839 об/мин.
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
Р = V*Rr*k6*kt; Н,(102)
где V - коэффициент вращения;
Rr - радиальная нагрузка, действующая на подшипник, Н;
k6 - коэффициент без