Проектирование привода

2. Для принятых подшипников [5,табл. А.1] находим: С = 272,0 кН,                С₀ = 256,0 кН, α = 26º.

3. Для работы радиально упорных подшипников необходимо, чтобы осевая сила на опору была бы не менее: F_aA≥F_aAmin и F_aB≥F_aBmin. Направление F_aAmin F_aBmin зависит только от способа установки вала: "враспор" (рис. 5.1)

Для шарикоподшипников с  углом контакта α = 26º ≥ 18°:

F_aAmin= e· F_rAmax=0,68·22130= 15048 Н,

F_aBmin= e· F_rBmax = 0,68· 69325 = 47141 Н.

4.Определение осевых сил,  нагружающих радиально- упорные  подшипники в опоре (А) и  (В), (рис. 5.1). При действии силы  F_a в направлении совпадающей с F_aAmin [5, 3.3.4]:

F_a + F_aAmin - F_aBmin = 4520+ 15048-47141 = - 27573 Н, < 0, следовательно:

F_aB = F_aBmin = 47141 Н, F_aA = F_aB - F_a = 47141 - 4520 = 42621 Н.

5. Определение коэффициентов радиальной (Х) и осевой (Y) силы для опоры (А) и (В) в зависимости от соотношений:

Из [5, табл.Г.1], так как α = 26º, следовательно:   е = 0,68.

 Для опоры (А) отношение F_aA/(V·F_rАmax)=42621/(1∙22130)=1,92, что > е = 0,68 (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

Для опоры (В) отношение F_aВ /(V·F_rВmax)=42621/(1·69325)=0,614,что ≤ е = 0,68

Тогда, окончательно принимаем по  [5,табл. Г.1]        

Х_А = 0,41, Y_А = 0,87;  Х_В = 1 , Y_В =0 .

6.Назначим kб – коэффициент безопасности, учитывающий влияние на долговечность подшипников характера внешних нагрузок [5,табл. 1]; kт – температурный коэффициент [5,табл. 2].

Принимаем       kб = 1,4;      kт = 1       (t < 100 ºС).

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на опору (А) и (В):

P_rА =(X_А· V·F_rАmax + Y_А ·F_aА)·kб·kт=(0,41∙1∙22130+0,87·42621)∙1,4∙1=64614 Н;

P_rВ = (X_В ·V·Fr_Вmax ) kб·kт = 1∙ 1∙ 69325∙ 1,4∙ 1 = 97055Н;

7. Дальнейший расчет выполняем  для более нагруженного подшипника  опоры (В). Расчетный скорректированный ресурс подшипника при вероятности безотказной работы 90% в нормальных условиях его применения: * = 3 – показатель степени для шарикоподшипников, шариковые радиальные и радиально-упорные а = 1,0;

L_hВ== = 35519 ч

8. Так как расчетный  ресурс больше требуемого L_hB=35519 ч > [L_h] =10000 ч, то предварительно назначенный подшипник 46232 пригоден .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2. Подбор подшипников  качения для опор быстроходного   вала цилиндрического зубчатого  редуктора 

5.2.1.Выбор типоразмера  подшипников и определение их долговечности

Изначально, опираясь на диаметр  подбираем соответствующий подшипник:

По ГОСТ 8338-75 подшипник 212(Легкая серия) с параметрами:

1. Определение осевых сил, действующих на опоры вала.
2. В соответствии с рисунком

Рис.7

При установке вала по схеме  с двумя фиксирующими опорами ( рис. Б), суммарную силу , действующую на вал, воспринимает подшипник, ограничивающий осевое перемещение вала. В результате в опоре, на которую давит вал, возникает осевая сила равная и противоположно направленная суммарной осевой силы .

При направлении силы к опоре (А): ;

3. Радиально-упорные шариковые подшипники.

В этом случае вал крепится только по схеме с двумя фиксирующими опорами ( рис Б). Каждый подшипник  испытывает свою осевую силу , зависящую от суммарной осевой силы на вал и дополнительной осевой составляющей на опору (А) - и на опору (В) - от радиальной нагрузки на каждой опоре.

Максимальная радиальная сила: на опору (А) - и на опору (В) - берется из результатов расчета вала на статическую прочность.

Направление осевых составляющих и зависит только от способа установки вала: ”враспор” ( рис 6.)

4. Минимально необходимая осевая сила на опору (А) и (В):

- для шарикоподшипников  с углом  :

Где e – коэффициент осевого нагружения.

(По табл.1 )

5. Определение коэффициент осевого нагружения (е) для радиально-упорных шарикоподшипников в опоре (А) и (В) по соотношению и (Из приложения Г):

6. Определение коэффициентов радиальной (Х) и осевой (Y) силы для опоры (А) и (В) в зависимости от соотношения и (Приложение Г.):

7. Расчет эквивалентной (приведенной) радиальной нагрузки в опоре (А) и (В) при частотах вращения до предельных по каталогу на подшипники:

Где - кинематический коэффициент вращения, при вращения внутреннего кольца.

- коэффициент безопасности, учитывающий  влияние на долговечность подшипников  характера внешних нагрузок;

(Для редукторов всех типов).

- температурный коэффициент.

( При  )

8. Долговечность (ресурс) подшипника в опоре (А) и (В), в часах

Где для шарикоподшипников;

частота вращения кольца подшипников, .

коэффициент, учитывающий условие  работы подшипника:

• Шариковые радиально-упорные

Выполним расчет на наиболее нагруженный подшипник (B):

_{Подшипник полностью удовлетворяет  условиям.}

5.3.1.Выбор типоразмера  подшипников и определение их  долговечности.

Изначально, опираясь на диаметр  подбираем соответствующий подшипник:

По ГОСТ 8338-75 подшипник 217(Легкая серия) с параметрами:

1. Определение осевых сил, действующих на опоры вала.
2. В соответствии с рисунком

При установке вала по схеме  с двумя фиксирующими опорами ( рис. Б), суммарную силу , действующую на вал, воспринимает подшипник, ограничивающий осевое перемещение вала. В результате в опоре, на которую давит вал, возникает осевая сила равная и противоположно направленная суммарной осевой силы .

При направлении силы к опоре (А): ;

3. Радиально-упорные подшипники.

В этом случае вал крепится только по схеме с двумя фиксирующими опорами ( рис Б). Каждый подшипник  испытывает свою осевую силу , зависящую от суммарной осевой силы на вал и дополнительной осевой составляющей на опору (А) - и на опору (В) - от радиальной нагрузки на каждой опоре.

Максимальная радиальная сила: на опору (А) - и на опору (В) - берется из результатов расчета вала на статическую прочность.

Направление осевых составляющих и зависит только от способа установки вала: ”враспор” ( рис 6.)

4. Минимально необходимая осевая сила на опору (А) и (В):

- для шарикоподшипников  с углом  :

Где e – коэффициент осевого нагружения.

(По табл.1 )

5. Определение коэффициент осевого нагружения (е) для радиально-упорных шарикоподшипников в опоре (А) и (В) по соотношению и (Из приложения Г):

6. Определение коэффициентов радиальной (Х) и осевой (Y) силы для опоры (А) и (В) в зависимости от соотношения и (Приложение Г.):

7. Расчет эквивалентной (приведенной) радиальной нагрузки в опоре (А) и (В) при частотах вращения до предельных по каталогу на подшипники:

Где - кинематический коэффициент вращения, при вращения внутреннего кольца.

- коэффициент безопасности, учитывающий  влияние на долговечность подшипников  характера внешних нагрузок;

(Для редукторов всех типов).

- температурный коэффициент.

( При  )

8. Долговечность (ресурс) подшипника в опоре (А) и (В), в часах

Где для шарикоподшипников;

частота вращения кольца подшипников, .

коэффициент, учитывающий условие  работы подшипника:

• Шариковые радиально-упорные

Выполним расчет на наиболее нагруженный подшипник (B):

_{Подшипник полностью удовлетворяет  условиям.}

 

 

 

 

 

6. Описание принятой системы смазки

Смазывание редуктор

 Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников принимают в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшение износа, отводов тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

 Для зубчатого зацепления принимаем непрерывное смазывание

жидким маслом, картерным  способом (окунанием).

Выбор сорта масла

 Смазочное масло для передачи принимаем в зависимости от

значения расчетных контактных напряжений, и фактической 

окружной скорости колеса. Принимаем масло марки И-30А ГОСТ 20799-757.

 В цилиндрических редукторах уровень масла определяется из

отношения

,

где - высота масла, мм;

При этом

,

,

.

Контроль уровня масла

 Для контроля уровня масла находящегося в корпусе редуктора

применяем круглый маслоуказатель.

 Слив масла

 При работе редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло в редукторе периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Отдушина

 При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление в нутрии корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнение и стыки. Чтобы избегать этого, внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путем установки отдушины в смотровом люке редуктора.

 

Смазывание подшипников

 При окружной скорости выше 2 м/с возможно надежное смазывание подшипников разбрызгиванием. Для сборочного проникновения масла  полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Описание процесса сборки редуктора

Перед сборкой внутренней полости корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку редуктора с быстроходного вала: надевают подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100. Собранный быстроходный вал устанавливают в корпусе редуктора. Сборку тихоходного вала начинают с установки червячного колеса. Для этого сначала закладывают в паз на валу шпонку, и затеем напрессовывают колесо на вал. Затем напрессовывают подшипники нагретые в масле. Собранный вал с колесом и насаженными подшипниками устанавливают в корпусе редуктора, затем устанавливают врезные крышки. Редуктор закрывают крышкой и затягивают болты. Место разъема корпуса редуктора и крышки покрывают лаком.

 Регулировку шариковых радиально-упорных подшипников производят с помощью прокладок и регулировочных винтов и шайб, установленные в подшипниковые крышки. В конце сборки редуктора маслоспускное отверстие закрывают пробкой, и устанавливают маслоуказатели.

 В редуктор заливают масло и закрывают смотровое отверстие крышкой. Собранный редуктор подвергают испытаниям на холостом ходу.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

Данный курсовой проект позволил развить навыки практического применения знаний. Полученных в ходе изучения цикла общеинженерных дисциплин. При  конструировании привода были решены следующие задачи:

1. Установлены осевые размеры всех валов редуктора, которые использовались для уточненного расчета валов подшипников.
2. Выполнена конструктивная проработка подшипниковых узлов редуктора.
3. Благодаря рекомендациям и нормативам в технической литературе удалось минимизировать габариты и массу привода.

В ходе выполнения курсового  проекта были развиты и закреплены навыки по:

1. Освоению основ методики проектирования.
2. Грамотному использованию общероссийских нормативных материалов.
3. Выполнению проектных и проверочных расчетов, позволяющих выявить соответствие аппарата требованиям эксплуатации.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Основная литература

1. Техническая механика. Часть II. Сопротивление материалов. Детали машин: учебное пособие / Н. А. Марцулевич, А. Н. Луцко, Д. А. Бартенев; под ред. Н. А. Марцулевича. – СПб. : Изд-во СПбГТИ (ТУ), ИК «Синтез», 2010. – 493 с.
2. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студентов высших учебных заведений / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. 9-е изд. перераб. и дополн. – М.: «Академия», 2006. – 496 с.
3. Курмаз, Л. В. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для вузов / Л. В. Курмаз, О. Л. Курмаз. – М.: Высш. шк., 2007. – 455с.
4. Телепнев, М. Д. Расчеты валов редукторов : методические указания / М. Д. Телепнев, А. Н. Луцко. – СПб. : Изд-во СПбГТИ(ТУ), 2013. – 46 с.
5. Телепнев, М. Д. Расчет подшипников редуктора : методические указания / М. Д. Телепнев, А. Н. Луцко. – СПб. : Изд-во СПбГТИ(ТУ), 2013. – 36 с.
6. Афонин, О. Д. Кинематический расчет привода: методические указания. – СПб. : Изд-во СПбГТИ(ТУ), 1999. – 23 с.
7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1991 г.- 217  с.