Проектирование привода ленточного транспортера

Содержание

Техническое задание

Введение

1 Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение частоты вращения и момента

1.3 Анализ результатов расчета на ЭВМ

2 Расчет шпоночных соединений

2.1 На быстроходном валу

2.2 На промежуточном валу

2.3 На тихоходном валу

3 Конструирование редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

3.1.1 Быстроходный вал

3.1.2 Промежуточный вал

3.1.3 Тихоходный вал 11

3.2. Расстояние между деталями передач 11

4 Расчет подшипников качения

4.1 Выбор типа и схемы установки подшипника

4.2 Расчет подшипников быстроходного вала

4.3 Расчет подшипников тихоходного вал

4.4 Расчет подшипников промежуточного вала

4.5 Расчет подшипников приводного вала

5 Расчет валов на прочность

5.1 Расчет быстроходного вала на статическую прочность

5.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность

5.3 Расчет тихоходного вала на статическую прочность

5.4 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность

5.5 Расчет промежуточного вала на статическую прочность

5.6 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

5.7 Расчет приводного вала на статическую прочность

6 Конструирование корпусных деталей

7 Расчет сварного соединения

8 Подбор и расчет муфт

8.1 Муфта между выходным и приводным валами

8.2 Муфта между валом двигателя и входным валом

9 Выбор смазочных материалов

Список используемой литературы

Приложения

Введение

В рамках данного проекта нам необходимо разработать привод ленточного транспортёра, состоящий из частей: цилиндрический редуктор; электродвигатель; приводной вал с барабаном; две муфты.

Ленточный транспортёр - машина непрерывного транспорта для вертикального перемещения сыпучих грузов ковшами, укреплёнными на резинотканевой ленте.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редуктор может применяться в различных устройствах, помимо данного. В редукторе используется цилиндрическая передача с косозубыми колёсами. Это позволяет увеличить нагрузочную способность, увеличить продолжительность работы из-за снижения напряжений изгиба. При этом материальные затраты остаются приблизительно на одинаковом уровне (в сравнении с редуктором имеющим прямозубые колёса). При правильной сборке редуктор работает бесшумно и плавно.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, подшипники, вал и пр.

Среди недостатков таких передач отметим повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость не позволяющую компенсировать динамические нагрузки. Однако отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие своих достоинств они широко распространены во всех отраслях машиностроения.

1 Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Привод состоит из асинхронного двигателя, цилиндрического двухступенчатого соосного двухпоточного редуктора внутреннего зацепления тихоходной ступени, приводного вала с барабаном и муфты. Редуктор служит для передачи мощности от вала электродвигателя к приводному валу. При передаче мощности имеют место её потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место в зубчатых передачах, в подшипниках качения, в муфте. В виду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой электродвигателем, на величину потерь.

Определяется потребляемая мощность привода, для чего находятся вращающий момент и частота вращения тихоходного вала(, стр.5):

Tв=Ft*D/2 Tв = 1440Нм - вращающий момент;

nB
= V*6*104
/π*D nB
= 64.9 об/мин - частота вращения вала привода;

Потребляемая мощность привода:

Pв = TB
*nB
/9550 Pв = 9.786 кВт

Определяется КПД привода:

ηП
= 0.99 - КПД пары подшипников качения;

ηМ
= 0.98 -КПД соединительной муфты;

ηЗЦ
= 0.97 -КПД зубчатой закрытой цилиндрической передачи;

ηo = ηП
ηМ
ηЗЦ
2
ηМ
ηo =0.895 -общий КПД привода;

Мощность электродвигателя:

Pэ.тр = Pв/ ηo Pэ.тр = 11кВт;

Выбирается электродвигатель по мощности и частоте вращения([1], стр.459):

Pэд = 11кВт

Для выбора электродвигателя также определяется частота вращения:

Требуемая частота вращения:

Uo = 29.7 - передаточное число привода;

nЭ.ТР
= nв*Uo nЭ.ТР
= 1.298*103
об/мин

По мощности и частоте вращения принимается электродвигатель АИР 160S6 с частотой вращения:

nЭД
= 970 об/мин

1.2 Определение частоты вращения и вращающего момента на тихоходном валу

Определяются истиные частота вращения и вращающий момент на тихоходном валу.

Уточнение передаточного числа привода:

Uo = nэд/nв Uo = 970/64.9 = 14.946

Uo = 14.9

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

nтих = nв nтих = 64.9 об/мин

Момент на тихоходном валу редуктора:

Тэл.д = 9550Pэд/nэд Тэл.д =96.45 Нм

Tтих =Тэл.д*Uo*ηм*ηзц2
Tтих = 1325*103
Нм

1.3 Анализ результатов расчета на ЭВМ

В результате расчета на ЭВМ получено 18 вариантов редукторов.

В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Выбор варианта выполняют с учетом следующих ограничений:

- возможности конструктивного решения выбранного варианта;

- дефицитности материалов;

- технологических возможностей производства;

- соразмерности узлов и деталей привода.

Конструктивные ограничения – возможность изготовления зубьев шестерни и обеспечение необходимой прочности и жесткости быстроходного вала; возможность размещения в корпусе редуктора подшипников валов быстроходной ступени.

Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости вычисляют диаметр d (мм) концевого участка быстроходного вала

d ≥ K(TБ
)1/3

df
1
≥ 1.25d

Где К=7 для цилиндрической передачи.

Не рекомендуется выбирать вариант, где диаметр впадин быстроходной шестерни меньше 33 мм.

Для оценки результатов расчета строим графики (приложение 1), отражающие влияние распределения общего передаточного числа между быстроходной и тихоходной ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: массу зубчатых колес, массу редуктора, суммарное межосевое расстояние, диаметр впадин зубьев быстроходной шестерни, диаметры вершин зубьев колес быстроходной и тихоходной ступеней.

В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой, но и учитывать другие показатели. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 3 (улучшение колеса и шестерни).

В этом случае выбирается марка стали колеса – 45, а для шестерни – 40Х.

Во всех расчетах принимается призматическая шпонка ГОСТ 23360 - 78.

Расчет шпоночных соединений проводится только на смятие. Расчет на срез не проводится т.к. берутся стандартные сечения шпонок.

Допускаемое напряжение смятия принимается по ([2], табл.6.1) методических указаний

Л.П. Варламова, из условия что соединение неподвижное, соединяемые материалы - улучшенные или закаленные стали:

σсм =140 МПа

Рис.1 Расчетная схема для шпоночного соединения

Номинальный крутящий момент: Тб = 53.8 Нм

Диаметр вала в сечении шпонки: d = 25 мм

Выбираем шпонку b = 8 мм

h = 7 мм

Глубина паза ступицы t1
= 4 мм

Глубина паза вала t2
= 3.3 мм

Глубина врезания при d ≤ 40 мм: k = 0.43h = 3.01 мм

Рабочая длина шпонки lраб
= 2T*103
/d*k* σсм = 10,2 мм

По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:

lраб
= 12 мм

Полная длина шпонки l = lраб
+ b = 20 мм

Номинальный крутящий момент: Тб = 409.89 Нм

Диаметр вала в сечении шпонки: d = 45 мм

Выбираем шпонку b = 12 мм

h = 8 мм

Глубина паза ступицы t1
= 5 мм

Глубина паза вала t2
= 3,3 мм

Глубина врезания при d ≥ 40 мм: k = 0.47h = 3.76 мм

Рабочая длина шпонки lраб
= 2T*103
/d*k* σсм = 34,6 мм

По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:

lраб
= 36 мм

Полная длина шпонки l = lраб
+ b = 48 мм

Номинальный крутящий момент: Тб = 1553,1 Нм

Диаметр вала в сечении шпонки: d = 70 мм

Выбираем шпонку b = 20 мм

h = 12 мм

Глубина паза ступицы t1
= 7,5 мм

Глубина паза вала t2
= 4,9 мм

Глубина врезания при d ≥ 40 мм: k = 0.47h = 5,64 мм

Рабочая длина шпонки lраб
= 2T*103
/d*k* σсм = 56,4 мм

По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:

lраб
= 63 мм

Полная длина шпонки l = lраб
+ b = 75 мм

Номинальный крутящий момент: Тб = 1553,1 Нм

Диаметр вала в сечении шпонки: d = 60 мм

Выбираем шпонку b = 16 мм

h = 10 мм

Глубина паза ступицы t1
= 6 мм

Глубина паза вала t2
= 4,3 мм

Глубина врезания при d ≥ 40 мм: k = 0.47h = 4,7 мм

Рабочая длина шпонки lраб
= 2T*103
/d*k* σсм = 53.6 мм

По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:

lраб
= 56 мм

Полная длина шпонки l = lраб
+ b = 62 мм

3 Конструирование редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

3.1.1 Быстроходный вал

Рис.2 Расчетная схема быстроходного вала

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяются по формулам ([1], стр. 45), ([1], рис. 3.1):

Тб = 53.8 Нм – вращающий момент на быстроходном валу.

d = 31.555 мм

dП
= d - 2t, dП
= 30 мм – для подшипника;

(выбран коэффициент равный 7, потому что подшипники шариковые) принимается dk = 35мм диаметр быстроходного вала;

dм = 25 мм – диаметр под муфту.

3.1.2 Промежуточный вал

Рис.3 Расчетная схема промежуточного вала

где Тпр
– вращающий момент на промежуточном валу.

Тпр = Ттих/2ηUтих,

Где Ттих – вращающий момент на тихоходном валу,

Uтих – передаточное число,

η = 0.94 – КПД.

dк = 44.57 мм

(выбран коэффициент равный 6, потому что подшипники шариковые) принимается dк = 45мм посадочный диаметр ступицы;

r = 2.5мм фаска подшипника;

f = 2мм фаска колеса;

dп = dк + 3*r dп = 37.5 мм

принимается dп1
= 40 мм диаметр под 1-й подшипник;

dп2
= 50 мм диаметр под 2-й подшипник.

3.1.3 Тихоходный вал

Рис.4 расчетная схема выходного вала

dТ
= 5*3
√ТТ
dТ
= 68.35 мм

(выбран коэффициент равный 5, потому что подшипники шариковые) принимается dk = 70мм диаметр тихоходного вала;

tцил
= 4.5мм высота заплечика;

r = 3мм координата фаски подшипника;

f = 2мм размер фаски колеса;

dп = d + 2tцил dп = 64 мм

принимается dп = 65мм диаметр под подшипник;

принимается dбп = 65мм посадочный диаметр ступицы,

dм – диаметр под полумуфту.

3.2 Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

Где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

L = 396 мм

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

4 Расчет подшипников качения

4.1 Выбор типа и схемы установки подшипников

Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала.

Промежуточный вал нагружен консольно, кроме того нагружен несимметрично, за счет чего одна опора нагружена существенно сильнее другой, схема подшипников назначается схема с одной опорой фиксирующей, а с другой - плавающей, то есть использую вторую типовую схему нагружения. Тихоходный и быстроходный валы нагружены по третьей типовой схеме нагружения: а именно, две опоры фиксирующие. Использую схему установки подшипников враспор, так как конструктивно она наиболее проста, чем установка в растяжку. Чтобы не происходило защемления в опорах, предусматривают при сборке осевой зазор= 0.2-0.5мм.

Информация о схемах установки подшипников: ( Стр. 52, рис. 3.9, схема 2а)

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники. Назначаются шарикоподшипники легкой серии для всех валов редуктора ([1], табл.24.10):

Для промежуточного вала:

-подшипник 308 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 40 мм, D = 90 мм, В= 23 мм, Cr = 41 кH, Cor = 22,4 кH.

-подшипник 310 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 50 мм, D = 110 мм, В = 27 мм, Cr = 61,8 кH, Cor = 36 кH.

Для быстроходного вала

-подшипник 306 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, Cr = 28,1 кH, Cor = 14.6 кH.

Для тихоходного вала

-подшипник 313 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

d = 65 мм, D = 140 мм, В = 33 мм, Cr = 92,3 кH, Cor = 56 кH.

4.2 Расчет подшипников быстроходного вала

Рис.5 Расчетная схема быстроходного вала

Подшипники расчитываются на ресурс ([1], стр.115): t = 10000 час

Вращающий момент на быстроходном валу:

Tб = 53.8 Нм

Частота вращения быстроходного вала:

nб = 960 об/мин

Окружная и радиальная силы: (значения сил взяты из приложения 2)

Ftб
= 1582.8 Н Frб
= 587.1 Н

Консольная нагрузка( стр. 108):

Fм = 100 √Tб Fм = 733,48 Н

Определение реакций в опорах от сил в зацеплении:

lАВ
= 90 мм lАС
= 185 мм

Горизонтальная плоскость.

Рис.6 Расчетная схема быстроходного вала. Горизонтальная плоскость

∑М(А) = 0

Fr*0.045 – Fa*0.034 – FrB
*0.09 = 0

FrB
= (Fa*0.034 – Fr*0.045)/0.09

FrB
= -176.38 H

∑М(B) = 0

-Fr*0.045 - Fa*0.034 + FrA
*0.09 = 0

FrA
= (Fa*0.034 + Fr*0.045)/0.09

FrA
= 410.61 H

Вертикальная плоскость.

Рис.7 Расчетная схема быстроходного вала. Вертикальная плоскость

∑М(А) = 0

Ft*0.045 – FrB
*0.09 = 0

FrB
=Ft*0.045/0.09

FrB
= 791.4 H

∑М(B) = 0

-Ft*0.045 + FrA
*0.09 = 0

FrA
= Ft*0.045/0.09

FrA
= 791.4 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

FrA
= (FrA
Г
2
+ FrAB
2
)1/2
= 891.58 H

FrB
= (FrB
Г
2
+ FrBB
2
)1/2
= 810.81 H

Плоскость с консольной нагрузкой.

Рис.8 Расчетная схема быстроходного вала. Плоскость с консольной нагрузкой

∑М(А) = 0

Fм*0.185 - FмB
*0.09 = 0

FмB
=Fм*0.185/0.09

FмB
= 1506.7 H

∑М(B) = 0

Fм*0.095 + FмA
*0.09 = 0

FмA
= Fм*0.095/0.09

FмA
= 773,3 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

FrA
max = FrA
+ FмA
= 1664,21 H

FrB
max = FrB
+ FмB
= 2317,51 H

Осевые нагрузки, действующие на подшипники

Рис.9 Расчетная схема быстроходного вала. Осевые нагрузки

[1,стр.111]

e = 0.28(f0
Fa/C0
r)0.23
= 1.04

Fa1min
= 0.83 * 1.04 * 1664,21 = 1436.36 H

Fa2min
= 0.83 * 1.04 * 2317,51 = 2000 H

Fa1
= Fa2
– 310.9

Fa1
≥ 1436,36

Fa2
≥ 2000

Fa1
= 1683,1 H

Fa2
= 2000 H

Расчет ведем по опоре В, т.к. она самая нагруженная:

Fa/(VFr) = 310.9/(1*587.1) = 0.53

Коэффициент вращения колеса равен 1, т.к. вращается внутренне кольцо относительно вектора радиальной силы V = 1.

e = 1.04 > 0.53, следовательно из рекомендаций, X = 1, Y = 0.

Тогда формула для эквивалентной радиальной динамической нагрузки

Pr = (XVFr + YFa)KБ
KT
будет иметь вид:

Pr = VFrKБ
KT

Где V -коэффициент вращения кольца,

KБ
- коэффициент безопасности, учитывающий погрешность в определении нагрузки и динамической работы механизма.

Коэффициент динамичности принимается с расчетом на то, что редуктор будет использоваться при умеренных толчках; вибрационной нагрузке; кратковременных перегрузках до 150% от номинальной нагрузки:

Kб = 1.4

КТ
- температурный коэффициент, равный 1 при температуре, меньшей 100 С.

Тогда Pr = 2215,92 H

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90%:

, где

эквивалентная динамическая нагрузка,

- показатель степени, k = 3 для шариковых подшипников,

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника.

- частота вращения кольца, мин-1
,

- коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, равный 1 при вероятности 90%,

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, равный 0,7 при обычном режиме работы.

L10
ah
= 1*0.7*(33200/2215.92)3
* 106
/60*960 = 0.12*106
часов, что больше заданного ресурса 105
часов работы.

Так как расчетный ресурс больше требуемого , вероятность безотказной работы выше 90%.

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

рис.10 Расчетная схема тихоходного вала

Подшипники расчитываются на ресурс ([1], стр.115): t = 10000 час

Вращающий момент на тихооходном валу:

Tб = 1553.1 Нм

Частота вращения быстроходного вала:

nб = 32.5 об/мин

Окружная и радиальная силы:

(значения сил взяты из приложения 2)

Ftт = 7805.1 Н Frт = 2876.8 Н

Консольная нагрузка( стр. 108):

Fм = 250 √Tт Fм = 9852.3 Н

Определение реакций в опорах от сил в зацеплении:

lАВ
= 168 мм, lАС
= 296 мм

Горизонтальная плоскость.

Рис.11 Расчетная схема тихоходного вала. Горизонтальная плоскость

∑М(А) = 0

Fr*0.084 – Fa*0.199 – FrB
*0.168 = 0

FrB
= (Fa*0.199 – Fr*0.084)/0.168

FrB
= 45.51 H

∑М(B) = 0

-Fr*0.084 - Fa*0.199 + FrA
*0.168 = 0

FrA
= (Fa*0.199 + Fr*0.084)/0.168

FrA
= 2910.1 H

Вертикальная плоскость

Рис.12 Расчетная схема тихоходного вала. Вертикальная плоскость

∑М(А) = 0

Ft*0.084 – FrB
*0.168 = 0

FrB
=Ft*0.084/0.168

FrB
= 3902.55 H

∑М(B) = 0

-Ft*0.084 + FrA
*0.168 = 0

FrA
= Ft*0.084/0.0168

FrA
= 3902.55 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

FrA
= (FrA
Г
2
+ FrAB
2
)1/2
= 4868.1 H

FrB
= (FrB
Г
2
+ FrBB
2
)1/2
= 3905.63 H

Плоскость с консольной нагрузкой.

Рис.13 Расчетная схема тихоходного вала. Плоскость с консольной нагрузкой

∑М(А) = 0

Fм*0.296 - FмB
*0.168 = 0

FмB
=Fм*0.296/0.168

FмB
= 17358.9 H

∑М(B) = 0

Fм*0.128 + FмA
*0.168 = 0

FмA
= Ft*0.128/0.168

FмA
= 7502.4 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

FrA
max = FrA
+ FмA
= 12370.2 H

FrB
max = FrB
+ FмB
= 21263.3 H

Осевые нагрузки, действующие на подшипники

Рис.14 Расчетная схема тихоходного вала. Осевые нагрузки

[1, стр.111]

e = 0.28(f0
Fa/C0
r)0.23
= 1.06

Fa1min
= 0.83 * 1.06 * 12370.2 = 10883.3 H

Fa2min
= 0.83 * 1.04 * 21263.3 = 18707.1 H

Fa1
= Fa2
– 1245.8

Fa1
≥ 10883.3

Fa2
≥ 18707.1

Fa1
= 17461.65 H

Fa2
= 18707.1 H

Расчет ведем по опоре В, т.к. она самая нагруженная:

Fa/(VFr) = 1245.8/(1*2876.8) = 0.43

Коэффициент вращения колеса равен 1, т.к. вращается внутренне кольцо относительно вектора радиальной силы V = 1.

e = 1.06 > 0.43, следовательно из рекомендаций, X = 1, Y = 0.

Тогда формула для эквивалентной радиальной динамической нагрузки Pr = (XVFr + YFa)KБ
KT
будет иметь вид:

Pr = VFrKБ
KT

Где V -коэффициент вращения кольца,

KБ
- коэффициент безопасности, учитывающий погрешность в определении нагрузки и динамической работы механизма.

Коэффициент динамичности принимается с расчетом на то, что редуктор будет использоваться при умеренных толчках; вибрационной нагрузке; кратковременных перегрузках до 150% от номинальной нагрузки:

Kб = 1.4

КТ
- температурный коэффициент, равный 1 при температуре, меньшей 100 С.

Тогда Pr = 4027,52 H

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90%:

Где эквивалентная динамическая нагрузка,

- показатель степени, k = 3 для шариковых подшипников,

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника.

- частота вращения кольца, мин-1
,

- коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, равный 1 при вероятности 90%,

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, равный 0,7 при обычном режиме работы.

L10
ah
= 1*0.7*(92300/4027.52)3
* 106
/60*32.5 = 4.43*106
часов, что больше заданного ресурса 105
часов работы.

Так как расчетный ресурс больше требуемого , вероятность безотказной работы выше 90%.

4.4 Расчет подшипников промежуточного вала

Рис.15 Расчетная схема тихоходного вала

Подшипники расчитываются на ресурс ([1], стр.115): t = 10000 час

Вращающий момент на промежуточном:

Tп= 409.89 H

Частота вращения быстроходного вала:

nт = 635 об/мин

Окружная и радиальная силы:

(значения сил взяты из приложения 2)

Ftт = 7805.1 Н Frт = 2876.8 Н, Ftб
= 1582.8 Н Frб
= 587.1 Н

Определение реакций в опорах от сил в зацеплении:

lАВ
= 146 мм lвС
= 296 мм ldb = 60 мм lad = 86 мм, lac = 109 мм.

Горизонтальная плоскость.

Рис.16 Расчетная схема промежуточного вала. Горизонтальная плоскость

∑М(А) = 0

Frd*0.086 + Fa*0.041 – FrB
*0.146 - Fa*0.207 + Frс*0.109 = 0

FrB
= (Frc*0.109 + Frd*0.086 + Fa*0.041 - Fa*0.207)/0.146

FrB
= 2402.1 Н

∑М(B) = 0

Frc*0.296 + Fa*0.041 + FrA
*0.146 - Frd*0.060 - Fa*0.207 = 0

FrA
= (-Frc*0.296 - Fa*0.041 + Frd*0.060 + Fa*0.207)/0.146

FrA
= 5499.5 H

Вертикальная плоскость.

Рис.17 Расчетная схема промежуточного вала. Вертикальная плоскость

∑М(А) = 0

Ftс*0.109 – FrB
*0.146 - Ftd*0.086 = 0

FrB
= (-Ftd*0.086 + Ftс*0.109)/0.146

FrB
= 4895.73 H

∑М(B) = 0

Ftс*0.296 + Fra*0.146 + Ftd*0.060 = 0

FrA
= -(Ftс*0.296 + Ftd*0.060)/0.146

FrA
= -16468.5 H

Радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

FrA
= (FrA
Г
2
+ FrAB
2
)1/2
= 5453.2 H

FrB
= (FrB
Г
2
+ FrBB
2
)1/2
= 17347.9 H

Осевые нагрузки, действующие на подшипники

Рис.18 Расчетная схема промежуточного вала. Осевые нагрузки

Fa1
= Fa2
– Fad + Fac

Fa1
≥ Fa1
min

Fa2
≥ Fa2
min

Для подшипника А e = 0.28(f0
Fa/C0
r)0.23
= 1.15

Для подшипника B e = 0.28(f0
Fa/C0
r)0.23
= 0.94

Fa1
min
= 0.83*1.15*5453.2 = 5205.08 H

Fa2
min
= 0.83*0.94*17347.9 = 13537.3 H

Т.к. подшипники разные, то расчет ведем для обоих.

Для подшипника А.

Fa/(VFr) = 1245.8/(1*2876.8) = 0.43

Коэффициент вращения колеса равен 1, т.к. вращается внутренне кольцо относительно вектора радиальной силы V = 1.

e = 1.15 > 0.43, следовательно из рекомендаций, X = 1, Y = 0.

Тогда формула для эквивалентной радиальной динамической нагрузки Pr = (XVFr + YFa)KБ
KT
будет иметь вид:

Pr = VFrKБ
KT

Где V -коэффициент вращения кольца,

KБ
- коэффициент безопасности, учитывающий погрешность в определении нагрузки и динамической работы механизма.

КТ
- температурный коэффициент, равный 1 при температуре, меньшей 100 С.

Тогда Pr = 2876,8 H

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90%:

где

эквивалентная динамическая нагрузка,

- показатель степени, k = 3 для шариковых подшипников,

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника.

- частота вращения кольца, мин-1
,

- коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, равный 1 при вероятности 90%,

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, равный 0,7 при обычном режиме работы.

L10
ah
= 1*0.7*(61800/2876.8)3
* 106
/60*635 = 0.13*106
часов, что больше заданного ресурса 105
часов работы.

Так как расчетный ресурс больше требуемого , вероятность безотказной работы выше 90%.

Для подшипника В.

Fa/(VFr) = 310.9/(1*587.1) = 0.53

Коэффициент вращения колеса равен 1, т.к. вращается внутренне кольцо относительно вектора радиальной силы V = 1.

e = 0.94 > 0.53, следовательно из рекомендаций, X = 1, Y = 0.

Тогда формула для эквивалентной радиальной динамической нагрузки Pr = (XVFr + YFa)KБ
KT
будет иметь вид:

Pr = VFrKБ
KT
,

Где V -коэффициент вращения кольца,

KБ
- коэффициент безопасности, учитывающий погрешность в определении нагрузки и динамической работы механизма.

КТ
- температурный коэффициент, равный 1 при температуре, меньшей 100 С.

Тогда Pr = 587,1 H

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90%:

Где эквивалентная динамическая нагрузка,

- показатель степени, k = 3 для шариковых подшипников,

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника.

- частота вращения кольца, мин-1
,