123870 (689672), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Fa₂ = Fa_2min = 195,13 H

Fa₁ = Fa₂ + F_A =195,13 + 321,48 = 516,61 H > Fa_1min

5.3) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KK_t,

где V – коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,4.

K_t – температурный коэффициент, K_t = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr₁ = 635,4 H

Fr₂ = 1519,7 H

Fa₁ = 195,13 H

Fa₂ = 466,7 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Анализ влияния осевых составляющих:

Fa₁/(V* Fr₁) = 195,13/(1*635,4) = 0,307, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0

Fa₂/(V* Fr₂) = 466,7/(1*1519,7) = 0,307, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0

Pr₁ = 635,4*1*1,4 = 889,6 H

Pr₂ = 1519,7*1*1,4 = 2127,6 H

5.4) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

P_эr = К_Е*Pr,

где К_Е - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы – 5, то К_Е = 0,4.

P_эr1 = 0,4*889,6 = 355,84 Н.

P_эr2 = 0,4*2127,6 = 851,04 Н.

5.5) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L_10h = a₁*a₂₃*(10⁶/60*n)*(Cr/P_эr)^p,

где p – показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 10/3,

a₁ – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a₁ = 1,

a₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a₂₃ = 0,6.

L_10h = 1*0,6*(10⁶/60*1161,7)*(48400/851,07)^3,33 6,09*10⁶ часов.

L_10h = 6,09*10⁶ часов L = 10000 часов.

1. Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 851,07/48400 = 0.0175 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника – к5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.

5.3. Расчет подшипников на быстроходном валу

5.3.1. Определение сил, нагружающих подшипники

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных через середины контактных площадок. Так как подшипники конические, то эта точка расположена на торце подшипника.

1. Диаметр вала под подшипник

d_п = 35 мм

2) Диаметр вала под колесо

-------------

3) Консольная сила действующая на вал

F_k = 184,56 H

4) Определение радиальных реакций в опорах

4.1) Радиальные реакции в горизонтальной плоскости

М(F)₁ = 0

Fr_2x*l₂ + F_t*l₁ = 0

Fr_2x = 218,23 H

Fr_1y = F_t - Fr_2x

Fr_1y = 1432,35 H

4.2) Радиальные реакции в вертикальной плоскости

М(F)₁ = 0

-Fr_1x*l - F_А*0,5*d +F_R*(l2+l1) = 0

Fr_1x = -204,96 H

Fr_2x = -F_R – Fr_1x

Fr_2x= 368 H

4.3) Реакции от консольной нагрузки

Frk₁=208,25 H

Frk₂=392,8 H

4.4) Полная реакция в опорах

Fr₁ = ((Fr_1x)² + (Fr_1у)²)^1/2 + Fr_1k

Fr₂ = ((Fr_2x)² + (Fr_2у)²)^1/2 + Fr_2k

Fr₂ = 814,09 H

Fr₁ = 1657,19 H

1. Подбор подшипника

5.1) Предварительный выбор подшипника

За основу берем роликовый подшипник № 7207А

d = 35 мм

e = 0,37

Y = 1,6

Динамическая грузоподъемность Сr = 48,4 кН

5.2) Находим необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы

Fa_1min = 0,83*e* Fr₁ = 0,83*0,37*1657,2 = 508,25 H

Fa_2min = 0,83*e* Fr₂ = 0,83*0,37*814,09 = 249,98 H

Находим осевые силы нагружающие подшипники

Fa₂ = Fa_2min = 249,98 H

Fa₁ = Fa₁ + F_A = 249,98 + 990,58 = 1240,58 H

5.3) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KK_t,

где V – коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,4.

K_t – температурный коэффициент, K_t = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr₁ = 1657,19 H

Fr₂ = 814,09 H

Fa₁ = 1240,58 H

Fa₂ = 249,98 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Fa₁/(V* Fr₁) = 1240,58/(1*1657,2) = 0,75, что больше "e"

Следовательно X = 0,4 и Y = 1,6

Fa₂/(V* Fr₂) = 250/(1*814,09) = 0,307, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0

Pr₁ = (1*0,4*1657 + 1,6*1240,58)*1*1,4 = 3706,8 H

Pr₂ = 814*1*1,4 = 1139,6 H

5.4) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

P_эr = К_Е*Pr,

где К_Е - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы – 5, то К_Е = 0,4.

P_эr1 = 0,4*3706,8 = 1482,72 Н.

P_эr2 = 0,4*1139 = 455,8 Н.

5.5) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L_10h = a₁*a₂₃*(10⁶/60*n)*(Cr/P_эr)^p,

где p – показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 10/3,

a₁ – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a₁ = 1,

a₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a₂₃ = 0,6.

L_10h = 1*0,6*(10⁶/60*2753)*(48400/1482,72)^3,33 403782 часов.

L_10h = 403782 часов L = 10000 часов.

6) Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 1482,72/48400 = 0.0306 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника – к5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.

5.4. Расчет подшипников на приводном валу

5.4.1. Определение сил, нагружающих подшипники

В конструкции данного узла применены радиальные сферические подшипники, связи с наличием значительных осевых смещений приводного вала из-за неравномерности нагружения ковшей элеватора, более того установка подшипников производится в разные корпуса, сл-но невозможно точно расположить корпуса в пространстве и вместе с тем их идентично изготовить.

1) определение силы, действующей на вал со стороны барабана

F_в = F₁ +F₂

F_в = (F₁² + F₂² + F₁ F₂cos)^1/2,

Где - угол между ветвями ремня, = 0.

F₁, F₂ – натяжение ветвей.

Для нахождения сил натяжения ветвей, решим систему уравнений:

Ft = F₁ – F₂ = 2,5

F₁/F₂ = е ^-f

- угол охвата ремнем барабана, = 180.

f – коэффициент трения, f = 0,3.

F₁ – F₂ = 2,5

F₁/F₂ = 1/0,5878

Отсюда F₁ = 6,07 кН,

F₂ =3,57 кН.

Тогда F_в = 8,5 кН,

F_в = 8,5 кН.

1)вертикальная плоскость

По рекомендации принимаем консольную нагрузку от действия обгонной муфты F_к²=50*T_пр = 1,05 кН ;

Fr_2y=(F_в*(l2+l3)/2 - F_к*l5) / l4;

Fr_2y =5,43 кН.

Fr_1y=4,12 кН.

3) плоскость консольной силы действующей со стороны ведомой звездочки

F_k =3359 Н.

4) Реакции в опорах от консольной силы

М(F)₁ = 0

F_k*(l1 +l4)- F_k1*l4 = 0,

F_k2 = 3,68 кН.

F = 0

F_k + F_k2 - F_k1 = 0 ; F_k2 =0,33 кН.

1. Полная радиальная реакция находится для наиболее неблагоприятного направления сил.

Fr₁ = (Fr_1y² + F_к² + Fr_1y F_кcos)^1/2,

=30- угол подъема цепной передачи над уровнем поверхности крепления редуктора к раме транспортера.

Fr₁ = 6,5 кН.

Fr₁ = 6,5 кН.

Fr₂ = 5,3 кН.

Fr₂ = 5,3 кН.

Fa = 0 .

6) Подбор подшипников

Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Так как частота вращения приводного вала n_пр 10 об/мин, то выбор подшипника ведем по динамической грузоподъемности.

Подбор выполняем по наиболее нагруженной опоре, в нашем случае это опора 1.

6.1) Предварительный выбор подшипника

За основу берем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник № 1208

d = 40 мм

D = 80 мм

B = 18 мм

Динамическая грузоподъемность Сr = 19,3 кН

Статическая грузоподъемность Соr = 8,8 кН.

6.2) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KK_t,

где V – коэффициент вращения кольца, V = 1,2, так как вращается внешнее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,4.

K_t – температурный коэффициент, K_t = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr = 6,5 H

Fa = F_A = 0 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Fa/Cor = 0/10000 = 0

Fa/(V*Fr) = 0/(1,2*6296,4) = 0, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0 Pr = 6,5*1,4 = 9,1 кH

6.3) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

P_эr = К_Е*Pr,

где К_Е - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы – 5, то К_Е = 0,4.

P_эr = 0,4*9,1 = 3,6 кН.

6.4) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L_10h = a₁*a₂₃*(10⁶/60*n)*(Cr/P_эr)^p,

где p – показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 3,

a₁ – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a₁ = 1,

a₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a₂₃ = 0,55.

L_10h = 1*0,55*(10⁶/60*134,5)*(19300/3600)³ 10501 часов.

L_10h = 10501 часов L = 10000 часов.

6) Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 3600/19300 = 0,186 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника – k6.

Характеристики

Список файлов курсовой работы