Уплотнение подшипниковых узлов

СОДЕРЖАНИЕ

1.Техническое задание……………………………………………………………...5

2. Энергетический и кинематический расчёт привода………………………...6

2.1 Выбор электродвигателя………………………………………………….….6

2.2 Уточнение передаточных чисел привода…………………………………7

2.3 Определение частот вращения……………………………………………..7

2.4 Определение мощности………………………………………………...........8

2.5 Определение вращающих моментов………………………………………8

3. Расчёт клиноременной передачи……………………………………………….9

4. Силовой и прочностной расчёт зубчатых колёс редуктора……………….12

4.1 Выбор материала……………………………………………………………..12

4.2 Расчёт тихоходной ступени…………………………………………………12

4.3 Расчёт быстроходной ступени………………………………….………..…15

5.Предварительный расчёт валов…………………………………….…………..18

5.1 Расчёт диаметров быстроходного вала………………………………….18

5.2 Расчёт диаметров промежуточного вала………………………………...18

5.3 Расчёт диаметров быстроходного вала……………………………….....18

6. Расчёт валов…………………………………………………………………….....20

6.1 Расчёт быстроходного вала…………………………………………….….20

6.2 Расчёт промежуточного вала…………………………………………....…21

6.3 Расчёт тихоходного вала………………………………………………....…22

7.1 Сечение А-А………………………………………………………….............24

7.2 Сечение B-B………………………………………………………….……….25

8. Расчёт подшипников на долговечность……………………………………...26

8.1 Быстроходный вал…………………………………………………………..26

8.2 Промежуточный вал………………………………………………………...27

8.3 Тихоходный вал……………………………………………………………...28

9. Проверочный расчёт шпоночных соединений……………………………..29

9.1 Тихоходный вал……………………………………………………………..29

9.2 Промежуточный вал………………………………………………..………29

9.3 Быстроходный вал………………………………………………………….30

10. Проверочный расчёт стяжных винтов……………………………………...31

10.1 Быстроходный вал………………………………………………………….31

10.2 Промежуточный вал………………………………………………………..31

10.3 Тихоходный вал…………………………………………………………….31

11. Конструирование редуктора…………………………………………………..32

11.1 Уплотнение подшипниковых узлов……………………………………...32

11.2 Конструирование корпуса и крышки…………………………………….32

11.3 Выбор смазки………………………………………………………………..33

11.4 Выбор муфты………………………………………………………………..34

Приложение……………………………………………………………………….…..35

Список литературы…………………………………………………………………..38

Целью курсового проекта является проектирование привода конвейера.

Привод конвейера состоит из асинхронного двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора, а также приводного вала с барабаном и муфты. Редуктор состоит из разъемного чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – валы, шестерни, зубчатые колёса, подшипники и пр.

Работа привода осуществляется следующим образом: вращающий момент с электродвигателя на входной вал редуктора передается с помощью клиноременной передачи. Далее с помощью муфты вращающий момент передается с выходного вала редуктора на приводной вал конвейера.

2.1 Выбор электродвигателя

2.1.1 Определение общего КПД привода

η=η₁· η₂²· η₃³· η_4,

где η₁=0,97- коэффициент, учитывающий потери клиноременной передачи

η₂=0,98- КПД пары зубчатых колёс

η₃=0,99- коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

η₄=0,99- коэффициент, учитывающий потери в муфте

η=η₁· η₂²· η₃³· η₄=0,97·0,98²·0,99³·0,99=0,89

2.1.2 Определение угловой скорости выходного вала:

ω_в=

2.1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя:

N_тр= = 1,76 кВт

2.1.4 Выбор электродвигателя:

По таблице П5 выбираем электродвигатель 4А90L4X3

N=2,2 кВт, n=1500 об/мин, S=5,1%

2.1.5 Определение номинальной частоты вращения:

n_ном=n_с(1-S)= 1500(1-0,051)=1424 об/мин

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

2.2.1 Общее передаточное число привода:

i=

2.2.2 Передаточное отношение редуктора:

2.2.3 Передаточное отношение тихоходной ступени:

i_т=0,88 =0,88·3,37=2,97

Принимаем по стандартному ряду i_т=2,8

2.2.4 Передаточное отношение быстроходной ступени:

I_б=

Принимаем по стандартному ряду i_б= 4

2.2.5 Вычисление погрешности:

Δ= <3%

2.3 Определение частот вращения

2.3.1 Частота вращения тихоходного вала:

n_тих = n_вых= 50 об/мин

2.3.2 Частота вращения промежуточного вала:

n_пр= n_тих·i_тих= 50·2,8= 140 об/мин

2.3.3 Частота вращения быстроходного вала:

n_б= n_пр·i_б= 140·4= 560 об/мин

2.4 Определение мощности

2.4.1 Мощность на выходном валу:

N_в.в.= T_в.в.·ω_в.в.=300·5,23=1570 Вт

N_тих=

2.4.3 Мощность на промежуточном валу:

N_пр=

2.4.3 Мощность на быстроходном валу:

N_б=

2.5 Определение вращающих моментов

2.5.1 Момент на тихоходном валу:

T_тих=

2.5.2 Момент на промежуточном валу:

T_пр=

2.5.3 Момент на быстроходном валу

Т_б=

3.1 Угловая скорость ведущего вала:

ω₁=

3.2 Номинальный вращающий момент ведущего вала:

M₁=

3.3 По ГОСТ 1284-68 принимаем ремень сечения «О» и диаметр ведущего шкива D₁=80 мм.

3.4 Передаточное отношение без учёта скольжения:

i=

3.5 Диаметр ведомого шкива:

D₂=iD₁(1-ε)=2,54·80·0,985=200,2 мм

Принимаем по ГОСТ 1284-68 ближайшее стандартное значение D₂=200 мм.

3.6 Передаточное отношение с учётом проскальзывания:

i=

3.7 Пересчитываем n₂:

n₂= об/мин

расхождение с заданным Δn₂= не превышает допустимых 3%.

3.8 Межосевое расстояние:

Его выбираем в интервале от a_min=0,55(D₁+D₂)+h до a_max=2(D₁+D₂).

В нашем случае

a_min=0,55(80+200)+6=160 мм

a_max=2(80+200)=560 мм

Принимаем среднее значение a=360 мм.

3.9 Расчётная длина ремня:

Принимаем по ГОСТ 1284-68 L=1120 мм

3.10 Средний диаметр:

D_ср=0,5(D₂+D₁)=0,5(200+80)=190 мм

3.11 Новое значение а с учётом стандартной длины L:

a=0,25[L-πD_ср+ мм

3.12 Угол обхвата меньшего шкива:

α₁=180°-60

3.13 Скорость меньшего шкива:

v= 0,5ω₁D₁=0,5·149·80·10^-3=5,96 м/с.

3.14 Величина окружного усилия:

p₀=107+ .

3.15 Допускаемое окружное усилие на один ремень:

[p]=p₀C_αC_LC_p,

Где С_α=1-0,003(180-α₁)=1-0,003(180-161)=0,94;

С_L=0,3 0,3 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

С_p=1- коэффициент режима работы при заданных условиях.

[p]=121·0,94·0,95=108 Н

3.16 Окружное усилие:

P=

3.17 Расчётное число ремней:

z=

3.18 Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

S₀=ϭ₀F=1,6·47=115,2 H

S₁=S₀+

3.20 Рабочее натяжение ведомой ветви:

S₂=S₀- =115,2-

3.21 Усилие на валы:

Q=2S₀zsin =2·115,2·3·0,986= 682 H

3.22 Ширина шкива:

b=2t+2s=2·12+2·8=40 мм

4.1 Выбор материала

По таблице 3.3 выбираем для шестерни материал сталь 45 улучшенную (твёрдость HB=210); для колеса - сталь 45 нормализованную (твёрдость 190 HB).

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни: [ϭ_H1]=2HB+70=2·210+70=490 Н/мм²

Для колеса: [ϭ_H2]=2HB+79=2·190+70=450 Н/мм²

Для пары: [ϭ_H]=0,45([ϭ_H1]+ [ϭ_H2])=423 Н/мм²

4.2 Расчёт тихоходной ступени

4.2.1 Межосевое расстояние:

Определяем по формуле:

,

Где K_a=4,3 т.к. колесо косозубое;

Т=303 Н·м - момент на валу;

K_Hβ=1,4- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

U=2,8- передаточное отношение передачи;

ᴪ_ba= 0,3 для косозубых передач.

По ГОСТ 6636-69 принимаем a_w= 180мм.

4.2.2 Модуль передачи:

m=(0,01..0,02)·a_w=1,8..2,6 мм

ПО СТ СЭВ 310-76 принимаем модуль m=2 мм

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10°

z₃=

Принимаем z₃=46

z₄=z₃·u=46·2,8=128,8

Принимаем z₄=129

4.2.4 Уточняем значение угла β:

Cosβ= => β=13,54

4.2.5 Основные размеры шестерни и колеса:

4.2.5.1 Диаметры делительные:

d₃=

d₄= 265,37

Проверка: a_w=

4.2.5.2 Диаметры вершин зубьев:

d_a3=d3+2m=94,63+4=98,63 мм

d_a4=d4+2m=265,37+4=269,37 мм

4.2.5.3 Ширина колеса:

B₄=ᴪ_ba·a_w=0,3·180=54 мм

4.2.5.4 Ширина шестерни:

B₃= b₄+5=59 мм

4.2.6 Коэффициент ширины шестерни:

ᴪ_bd=

4.2.7 Окружная скорость:

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности

4.2.8 Коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hβ·K_Hα·K_Hv,

где K_Hβ=1,4 по таблице 3.5;

K_Hα=1,06 по таблице 3.6;

K_Hv=1 по таблице 3.9.

K_H=1,4·1,06·1=1,484

4.2.9 Проверка контактных напряжений:

ϭ_H= 362 Н/мм²<[ϭ]_Н

4.2.10 Силы, действующие в зацеплении:

4.2.10.1 Окружная:

P_t=

4.2.10.2 Радиальная:

P_r=P_t

4.2.10.3 Осевая:

P_a=P_ttg_β=2367·0,24=568 H

4.2.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

ϭ_F=P_tK_FY_βK_Fα/bm,

где P_t=2367 – окружная сила;

K_F=K_Fβ·K_Fv=1,1·1,053=1,16 (здесь K_Fβ=1,1 по таблице 3.7; K_Fv=1,053 по таблице 3.8)

Y_F=3,6- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;

Y_β=0,96- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

K_Fα=0,75.

что значительно меньше [ϭ]_F=195 Н/мм².

4.3 Расчёт быстроходной ступени

4.3.1 Межосевое расстояние:

Из условия соосности a_w=180 мм

4.3.2 Модуль передачи:

m=(0,01..0,02)·a_w=1,8..2,6 мм

ПО СТ СЭВ 310-76 принимаем модуль m=2,5 мм

4.3.3 Число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10°

z₁=

z₂=z₃·u=28·4=112

4.3.4 Уточняем значение угла β:

Cosβ= => β=13,54

4.3.5 Основные размеры шестерни и колеса:

4.3.5.1 Диаметры делительные:

d₁=

d₂= 288

Проверка: a_w=

4.3.5.2 Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d1+2m=72+4=76 мм

d_a2=d2+2m=288+4=292 мм

B₂=ᴪ_ba·a_w=0,3·180=54 мм

4.3.5.4 Ширина шестерни:

B₁= b₄+5=59 мм

4.3.6 Коэффициент ширины шестерни:

ᴪ_bd=

4.3.7 Окружная скорость:

v=

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности

4.3.8 Коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hβ·K_Hα·K_Hv,

где K_Hβ=1,031 по таблице 3.5;

K_Hα=1,09 по таблице 3.6;

K_Hv=1 по таблице 3.9.

K_H=1,4·1,06·1=1,123

4.3.9 Проверка контактных напряжений:

ϭ_H= 202 Н/мм²<[ϭ]_Н

4.3.10 Силы, действующие в зацеплении:

4.3.10.1 Окружная:

P_t=

4.3.10.2 Радиальная:

P_r=P_t

P_a=P_ttg_β=753·0,24=181 H

4.3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

ϭ_F=P_tK_FY_βK_Fα/bm,

где P_t=753 – окружная сила;

K_F=K_Fβ·K_Fv=1,1·1,082=1,19 (здесь K_Fβ=1,1 по таблице 3.7; K_Fv=1,082 по таблице 3.8)

Y_F=3,6- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;

Y_β=0,92- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

K_Fα=0,75.

ϭ_F= Н/мм²,

что значительно меньше [ϭ]_F=195 Н/мм².

5.1 Расчёт диаметров быстроходного вала

5.1.1 Диаметр входного вала

d_вх=

принимаем d_вх=24 мм

5.1.2 Диаметр вала под подшипник

d_п=d_вх+5=24+5=29 мм

принимаем d_п=30 мм

5.1.3 Диаметр центральной части

d_ц=d_п+8=30+8=38 мм

5.2 Расчёт диаметров промежуточного вала

5.2.1 Диаметр входного вала

d_вх=

принимаем d_вх=35 мм

5.2.2 Диаметр вала под подшипник

d_п=dвх=35мм

5.2.3 Диаметр центральной части

d_ц=d_п+7=35+7=42 мм

5.3 Расчёт диаметров быстроходного вала

5.3.1 Диаметр входного вала

d_вх=

принимаем d_вх=42 мм

5.3.2 Диаметр вала под подшипник

d_п=d_тих+5=42+5=47 мм

5.3.3 Диаметр центральной части

d_ц=d_п+8=50+8=58 мм

6.1 Расчёт быстроходного вала

6.1.1 Схема сил

A 53 45,5 45,5 B

R_Ax R_Bx

F_к R_Ay

F_a1 F_r1 R_By

F_t1

Гор. пл.

Верт. Пл. 15635 8372

Суммарная 15635 17231

эпюра

6.1.2 Определение реакций в подшипниках

Горизонтальная плоскость:

; F_t·45,5-R_Bx·91=0

R_Bx=

; R_Ax·91-F_t·45,5=0

R_Ax=

Вертикальная плоскость:

; F_K·43-M_A-F_r·45,5-R_By·91=0

R_By=

; F_K·(91+53)+R_Аy·91+282·45,5-6516=0

R_ay= -536,2 H

Проверка: F_K+R_Ay+F_r+R_By= 295-536,2+282-40,8=0

6.2 Расчёт промежуточного вала

6.2.1 Схема сил

A 46 123 46 B

F_t

F_a F_t2

F_r

R_Ay F_a2 F_r2 R_Bx R_By

R_Ax

6.2.2 Определение реакций в подшипниках

Горизонтальная плоскость:

; -F_t1· 46-F_t2·169-R_Bx·215=0

R_Bx= -2021,7 H

; -R_Ax·215+F_t1·169+F_t2·46=0

R_Ax= 1098,3 H

Проверка: F_t1+F_t2-R_Ax+R_Bx=753+2367-1098,3-2021,7=0

; M_A1+F_r1·46-M_A2+F_r2·169-R_By·215=0

R_By= 753,8 H

; R_Ay·215+M_A1-F_r1·169-M_A2-F_r2·46=0

R_Ay= 414,2 H

Проверка: R_Ay-F_r1-F_r2+R_By=414,2-282-886+753,8=0

6.3 Расчёт тихоходного вала

6.3.1 Схема сил

A 48,5 48,5 148

F_M

R_Bx

R_Ax

R_By

R_Ay F_r2

F_a2

F_t2

6.3.2 Определение реакций в подшипниках

Горизонтальная плоскость:

; F_t·48,5-R_Bx·97-F_M·245=0

R_Bx= -2908,3 H

; -R_Ax·97-F_t·48,5-F_M·148=0

R_Ax= -3655,3 H

Вертикальная плоскость:

; -M_A-F_r·48,5+R_By·97=0

R_By= 718,2 H

; -R_Ay·97-M_A+F_r·48,5=0

R_Ay= 167,8

Проверка: F_r-R_Ay-R_By= 886-718,2-167,8=0

7.1 Сечение А-А

Материал вала: сталь СТ4 (ϭ_B=392 H/мм², ϭ_-1=0,43·392=169 Н/мм²,

τ_-1=0,58 ϭ_-1=98 Н/мм²). М_А-А=19·10³ Н·мм

7.1.1 момент сопротивления кручению:

W_Кнетто= 10·10³ мм³

7.1.2 Момент сопротивления изгибу:

W_нетто= 4,7·10³ мм³

7.1.3 Амплитуда нормальных напряжений:

ϭ_v=ϭ_max= 4 Н/мм²

7.1.4 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ _v= τ_m= 1,45 Н/мм²

По таблице 6.6 k_ϭ=1,6 и k_τ=1,5; по таблице 6.2 ε_ϭ=0,856 ε_τ=0,738; φ=0,1.

7.1.5 Коэффициенты запаса прочности:

n_ϭ= 22,6

n_τ= 3,3

7.1.6 Общий коэффициент запаса прочности:

n=

7.2 Сечение B-B

M_B-B=15,6·10³ Н·мм

W= 2,6·10³ мм³

7.2.2 Амплитуда нормальных напряжений:

ϭ_v=ϭ_max= 2,8 Н/мм²

7.2.3 Полярный момент сопротивления:

W_p=2W=2·2,6·10³=5,2·10³ мм³

7.2.4 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ _v= τ_m= = 2,8 Н/мм²

По таблице 6.2 , , φ=0,1.

7.2.5 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

n_τ= = 16,9

7.2.6 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

n_ϭ= = 10,83

7.2.7 Результирующий коэффициент запаса прочности:

n= = 9,2

8.1 Быстроходный вал

8.1.1 суммарные реакции:

F_r1=R₁= =654,6 H

F_r2=R₂= =378,7 H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 (приложения табл. П8):

d=30 мм, D=62 мм, B=16 мм, С=15кН, С₀=10 кН.

8.1.2 Эквивалентная нагрузка:

P_э=(XVF_r1+YF_a)K_бK_T,

Где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

K_б=1,2 по табл. 7.2;

K_T=1 по табл. 7.1;

F_a=P_a=181H; F_r1=654,6 H

Отношение F_a/C₀=0,0181, этой величине соответствует e= 0,345(табл 7.3)

Отношение F_a/F_r1=0,277<e => X=1, Y=0.

P_э=(1·1·654,6+0)·1,2·1=786 H

8.1.3 Расчётная долговечность:

L= 6950 млн. об.

8.1.4 Расчётная долговечность:

L_h= 206845 ч

L_h>L=25·10³ ч, следовательно условие выполнено.

8.2.1 суммарные реакции:

F_r1=R₁= =1173,8 H

F_r2=R₂= =2157,7 H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207 (приложения табл. П8):

d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, С=12,7 кН, С₀=13,6 кН.

8.2.2 Эквивалентная нагрузка:

P_э=(XVF_r1+YF_a)K_бK_T,

Где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

K_б=1,2 по табл. 7.2;

K_T=1 по табл. 7.1;

F_a=P_a=568H; F_r2=2157,7 H

Отношение F_a/C₀=0,042, этой величине соответствует e= 0,24(табл 7.3)

Отношение F_a/F_r1=0,264>e => X=0,56, Y=1,85 (табл 7.3)

P_э=(0,56·1·2157,7+1,85·568)·1,2·1=2711 H

8.2.3 Расчётная долговечность:

L= 383,7 млн. об.

8.2.4 Расчётная долговечность:

L_h= 45679 ч

L_h>L=25·10³ ч, следовательно условие выполнено.

8.1.1 суммарные реакции:

F_r1=R₁= =3659 H

F_r2=R₂= =2995,7 H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем роликоподшипники конические подшипники 7210 (приложения табл. П12):

d=50 мм, D=90 мм, B=21 мм, С=51,9кН, С₀=39,8 кН.

8.1.2 Эквивалентная нагрузка:

P_э=(XVF_r1+YF_a)K_бK_T,

Где V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

K_б=1,2 по табл. 7.2;

K_T=1 по табл. 7.1;

F_a=P_a=568H; F_r1=3659 H

Отношение F_a/F_r1= 0,155<e=0,37 (табл. 7.3) => X=1, Y=0.

P_э=1·3659·1,2·1=4391 H

8.1.3 Расчётная долговечность:

L= 1651 млн. об.

8.1.4 Расчётная долговечность:

L_h= 550333 ч

L_h>L=25·10³ ч, следовательно условие выполнено.

9.1 Тихоходный вал

9.1.1 Шпонка под муфтой

Расчёт ведётся по формуле:

Ϭ_см= ,

Где M- момент на валу;

d- диаметр вала в месте установки шпонки;

h- высота шпонки;

l- длина;

b- ширина.

Ϭ_см= 55 Н/мм² <[ϭ]_см

9.1.2 Шпонка под колесом

Ϭ_см= 58 Н/мм² <[ϭ]_см

9.2 Промежуточный вал

9.2.1 Шпонка под шестерней

Ϭ_см= 47 Н/мм² <[ϭ]_см

9.2.2 Шпонка под колесом

Ϭ_см= 54 Н/мм² <[ϭ]_см

9.3.1 Шпонка под шестерней

Ϭ_см= 13 Н/мм² <[ϭ]_см

9.3.2 Шпонка под шкивом

Ϭ_см= 34 Н/мм² <[ϭ]_см

10.1 Быстроходный вал

Расчёт ведётся по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения:

Ϭ_экв=1,3F_p/A<[ϭ],

где F_p=[K_з(1-x)+x]·F_B- расчётная сила затяжки винтов, Н;

здесь F_B= 268,1 H- сила, воспринимаемая одним винтом;

K_з- коэффициент затяжки (2,5..4)

x- коэффициент основной нагрузки (0,2..0,3)

A=πd²/4-площадь опасного сечения винта, мм².

F_p=[2,5(1-0,3)+0,3]·268,1=549,6 Н

A= =156,5 мм²

Ϭ_экв= 4,6 Н/мм²<[ϭ]

10.2 Промежуточный вал

F_B=188,5 H, K_з=2,5, x=0,3, d₂=16 мм, p=2

F_p=[2,5(1-0,3)+0,3]·188,5=386,4 Н

A= =156,5 мм²

Ϭ_экв= 3,2 Н/мм²<[ϭ]

10.3 Тихоходный вал

F_B=359,1 H, K_з=2,5, x=0,3, d₂=16 мм, p=2

F_p=[2,5(1-0,3)+0,3]·359,1=736,2 Н

A= =156,5 мм²

Ϭ_экв= 6,1 Н/мм²<[ϭ]

Уплотнение подшипниковых узлов

Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.

В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.

12
3
4
5
Далее ⇒