Привод к междуэтажному подъёмнику
Содержание
Техническое
задание……………………….…………………………………
Введение…………………………………………………………
1.Кинематическая
схема машинного агрегата………………
2.Выбор двигателя,
кинематический расчет привода…
3.Выбор
материалов червячной передачи
и определение
4.Расчет закрытой червячной передачи……………………....………….………9
5.Расчет
открытой цепной передачи………………
6.Разработка чертежа общего вида редуктора…………………………..……..16
7.Выбор подшипников…………………………………………………
8.Проверочный расчет
подшипников……………………………….………….
9.Конструктивная компоновка привода…………………………………….….21
10.Расчет технического уровня редуктора……………………………..………24
Заключение……………………………………………………
Список использованной
литературы…………………………………….……..
Техническое задание 12/2
Привод к межэтажному подъемнику
1 – цепная передача, 2 – грузовая
цепь, 3 – червячный редуктор, 4 –
муфта упругая втулочно-
Исходные данные:
Тяговая сила цепи F, кН 6,0
Скорость грузовой цепи v, м/с 0,25
Шаг грузовой цепи р, мм 100
Число зубьев звездочки z, 9
Угол наклона цепной передачи 45°
Допускаемое отклонение скорости
грузовой цепи δ, % 6
Срок службы привода Lг, лет 6
Введение
Целью данного курсового проекта является проектирование привода междуэтажного подъемника на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель, соединенный при помощи муфты с червячным одноступенчатым редуктором, который, в свою очередь, при помощи приводной звёздочки соединен с валом исполнительного механизма.
В рамках данного курсового проекта проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора, проверочный расчет редуктора, расчет тихоходного вала редуктора на усталостную прочность, расчет на этом валу подшипников на динамическую грузоподъемность, расчет на прочность шпоночных соединений, расчет муфт.
Электродвигатель, применяемый в приводе, является 3-х фазным асинхронным.
Исполнительный орган представляет тяговую цепь.
1.Кинематическая схема машинного агрегата
1.1.Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом к междуэтажному подъемнику и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую втулочно-пальцевую муфту соединен с ведущим валом червячного редуктора. На ведомый вал редуктора насажена звездочка наклонно расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи междуэтажного подъемника. Проектируемый привод работает в 1 смену в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
1.2.Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
Lh = 365LГКГtcLcKc
где LГ = 6 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
КГ = 300/365 = 0,82
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Lc = 1 – число смен
Lh = 365·6·0,82·8·1·1 = 14400 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда
Lh =14400·0,85 =12240 час
Таблица 1.1
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
Место установки |
Lг |
Lс |
tс |
Lh |
Характер нагрузки |
Режим работы |
Заводской цех |
6 |
1 |
8 |
12240 |
С малыми колебаниями |
Реверсивный |
2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода
2.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 6,0·0,25 = 1,5 кВт
Частота вращения звездочки
nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,25/9·100 = 17 об/мин
Общий коэффициент полезного действия
η = ηмηчпηпк2ηцпηпс
где ηм = 0,98 – КПД муфты /1c.42/,
ηчп = 0,80 – КПД закрытой червячной передачи,
ηцп = 0,93 – КПД открытой цепной передачи,
ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,
ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения
η = 0,98·0,80·0,9952·0,93·0,99 = 0,715.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм/η = 1,50/0,715 = 2,09 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Они наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 2,2 кВт.
2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.
Выбор типа электродвигателя Таблица 2.1
Вариант |
Двигатель |
Мощность |
Синхронная частота вращения, об/мин |
Номинальная частота вращения |
1 |
4АМ80B2 |
2,2 |
3000 |
2850 |
2 |
4AМ90L4 |
2,2 |
1500 |
1425 |
3 |
4AM100L6 |
2,2 |
1000 |
950 |
4 |
4AМ112MA8 |
2,2 |
750 |
700 |
Рекомендуемые значения передаточных чисел:
- для червячной передачи 10÷35,5
- для открытой цепной 2÷5.
Принимаем для червячной передачи u1 = 25, тогда для открытой передачи
u2 = u/u1 = u/25
Передаточное число Таблица 2.2
|
Передаточное число |
Варианты | |||
1 |
2 |
3 |
4 | |
Привода |
167,6 |
83,8 |
55.9 |
41,2 |
Редуктора |
25 |
25 |
25 |
20 |
Открытой передачи |
6,71 |
3,35 |
2,24 |
1,65 |
Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то, что двигатели с частотой 3000 и 750 об/мин нежелательно применять без особой необходимости, делаем выбор в пользу варианта 3, так как только в этом случае передаточное число цепной передачи будет минимально и соответственно будут минимальны общие габариты привода. Таким образом выбираем электродвигатель 4АМ100L6.
2.3.Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 950 об/мин w1 = 950π/30 = 99,5 рад/с
n2 = n1/u1 = 950/25 =38 об/мин w2= 38π/30 = 3,98 рад/с
n3 = n2/u2 =38/2,24 = 17 об/мин w3=17π/30 = 1,78 рад/с
Фактическое значение скорости грузовой цепи
v = zpn3/6·104 = 9·100·17/6·104 = 0,255 м/с
Отклонение фактического значения от заданного
δ = (0,255 – 0,25)100/0,25 = 2% допустимо 6%
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрηмηпк =2090∙0,98∙0,995 = 2038 Вт
P2 = P1ηчпηпк = 2038·0,80·0,995 = 1622 Вт
P3 = P2ηцпηпс = 1622·0,93·0,99 = 1500 Вт
Крутящие моменты:
Т1 = P1/w1 =2038/99,5 =20,5 Н·м
Т2 = 1622/3,98 = 407,5 Н·м
Т3 = 1500/1,78 = 842,7 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал |
Число оборотов об/мин |
Угловая скорость рад/сек |
Мощность кВт |
Крутящий момент Н·м |
Вал электродвигателя |
950 |
99,5 |
2,090 |
21,0 |
Ведущий вал редуктора |
950 |
99,5 |
2,038 |
20,5 |
Ведомый вал редуктора |
38 |
3,98 |
1,622 |
407,5 |
Рабочий вал привода |
17 |
1,78 |
1,500 |
842,7 |
3. Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем, согласно рекомендациям, для червяка сталь 45 улучшенная Н > 350HB.
Ориентировочное значение скорости скольжения:
vs = 4,2uw210-3M21/3 = 4,2×25,0×3,98×10-3×407,51/3 = 3,1 м/с,
при vs <5 м/с рекомендуется /1 c57/ бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки – центробежный: sв = 700 МПа, sт = 460 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
[s]H = 300 – 25vs = 300 – 25×3,1 = 223 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:
[s]F = 0,16sвKFL,
где КFL – коэффициент долговечности.
KFL = (106/NэН)1/9,
где NэН – число циклов перемены напряжений.
NэН = 573w2Lh = 573×3,98×12240 = 2,9×107.
KFL = (106/2,9×107)1/9 = 0,688
[s]F = 0,16×700×0,688 = 77 МПа.
4.Расчет закрытой червячной передачи
Межосевое расстояние
= 61(407,5·103/2232)1/3 =123 мм
принимаем аw = 125 мм
Основные геометрические параметры передачи
Модуль зацепления:
m = (1,5¸1,7)aw/z2,
где z2 – число зубьев колеса.
При передаточном числе 25 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса:
z2 = z1u = 2×25 = 50
m = (1,5¸1,7)125/50 = 3,7¸4,3 мм,
принимаем m = 4,0 мм.
Коэффициент диаметра червяка:
q = (0,212¸0,25)z2 = (0,212¸0,25)50 =10,6¸12,5
принимаем q = 12,5.
Коэффициент смещения
x = a/m – 0,5(q+z2) = 125/4,0 – 0,5(12,5+50) = 0
Фактическое значение межосевого расстояния:
aw = 0,5m(q+z2+2x) = 0,5×4,0(12,5+50 – 2×0) = 125 мм
Делительный диаметр червяка:
d1 = qm =12,5∙4,0 = 50 мм
Начальный диаметр червяка
dw1 = m(q+2x) = 4,0(12,5-2·0) = 50.0 мм
Диаметр вершин витков червяка:
da1 = d1+2m = 50+2×4,0 = 58 мм.
Диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 – 2,4m = 50 – 2,4×4,0 = 40 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C = (10+5,5×0+2)4,0+0 = 48 мм.
при х < 0 ® С = 0.
Делительный угол подъема линии витка:
g = arctg(z1/q) = arctg(2/12,5) = 9,09°
Делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 4,0×50 = 200 мм.
Диаметр выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 200+2×4,0(1+0) = 208 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 200 – 2×4,0(1,2 – 0) = 190 мм.
Наибольший диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m/(z1+2) = 208+6×4,0/(2+2) = 214 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0,355aw = 0,355×125 = 44 мм.
Фактическое значение скорости скольжения
vs = uw2d1/(2000cosg) = 25×3,98×50/(2000cos 9,09°) = 2,52 м/с
Уточняем допускаемые контактные напряжения:
[s]H = 300 – 25vs = 300 – 25×2,52 = 237 МПа.
Коэффициент полезного действия червячной передачи
h = (0,95¸0,96)tgg/tg(g+j)
где j = 1,50° - приведенный угол трения.
h = (0,95¸0,96)tg 9,09°/tg( 9,09°+1,50°) = 0,82.
Наименование параметра |
Расчетная формула |
Ступень передачи | |
быстроходная |
|||
1 |
2 |
3 |
|
Межосевое расстояние, мм |
а=(d1+d2)/2 |
125 |
|
Модуль зацепления черв. колеса, мм |
mn=(1,5…1,7)·аw/z2 |
4 |
|
Угол наклона зуба, град |
g = arctg(z1/q) |
9,09 |
|
Коэффициент диаметра червяка, |
|
12,5 |
|
Число витков червяка –"– |
z1
|
2 50 |
|
Передаточное число |
u=z2/z1 |
25 |
|
Ширина колеса, мм Длина нарезаемой части червяка, мм Диаметр червяка делительный начальный вершин витков впадин витков Диаметр делительный колеса, мм делительный, начальный вершин зубьев впадин зубьев наибольший |
d1=m*g dw1=m*(g+2*x) da1=d1+2*m df1=d1-2.4*m
d2=dw2= z2·m da2=d2+2·m*(1+x) df2=d2-2·m*(1.2-x) dam≤da2+(6·m)/(z1+2) |
44 48
50 50 58 40
200 208 190 214 |
|
Коэф. полезного действия |
|
0,82 |
|
Контактные напряжения МПа |
|
217 |
|
Напряжения изгиба МПа |
|
23,3 |
Силы действующие в зацеплении
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2×407,5×103/200 = 4075 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = Ft2tga = 4075×tg20° =1483 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2Т1/d1 = 2×20,5×103/50 = 820 H.
Расчетное контактное напряжение
sН = 340(Ft2K/d1d2)0,5,
где К – коэффициент нагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = w3d2/2000 = 3,98×200/2000 = 0,40 м/с
при v2 < 3 м/с ® К = 1,0
sН = 340(4075×1,0/50×200)0,5 = 217 МПа,
недогрузка (237 – 217)100/237 = 8.4% < 10%.
Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса
sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m),
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное число зубьев колеса:
zv2 = z2/(cosg)3 = 50/(cos 9,09°)3 = 51,9 ® YF2 = 1,44
sF = 0,7×1,44×4075×1,0/(44×4,0) =23,3 МПа.
Условие sF < [s]F = 77 МПа выполняется.
Так как условия 0,85<sH < 1,05[sH] и sF < [sF] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.
5. Расчет открытой цепной передачи
Шаг цепи
где [p] = 35 МПа – допускаемое давление в шарнирах.
Кэ – коэффициент эксплуатации:
Кэ = КдКсКqКрегКр,
где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки,
Кс = 1,5 – смазка периодическая,
Кq = 1,0 – наклон линии центров < 60º,
Крег = 1,25 – нерегулируемая передача,
Кр = 1,0 – работа в одну смену.
Кэ = 1,5×1,25 = 1,88.
z1 – число зубьев малой звездочки,
z1 = 29 – 2u = 29 – 2×2,24 = 24,5,
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 25
р = 2,8(407,5×103×1,88/25×35)1/3 = 26,8 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:
- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;
- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;
- диаметр валика d1 = 9,53 мм;
- ширина внутреннего звена b3 = 19,05 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 35,1 МПа.
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 25×2,24 = 56,0
Принимаем z2 = 56
Фактическое передаточное число
u2 = z2/z1 = 56/25 = 2,24
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
δ = 0
Межосевое расстояние
ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 8D2]0,5}
где Lp – число звеньев цепи,
zc – суммарное число зубьев,
zc =z1+z2 = 25+56 = 81,
D = (z2 – z1)/2p = (56 – 25)/2p = 4,93
Lp = 2ap+0,5zc+D2/ap = 2×40+0,5×81 + 4,932/40 = 121,1
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),
принимаем Lp = 122
ар = 0,25{122 – 0,5×81 +[(122 – 0,5×81)2 – 8×4,932]0,5} = 40,45
a = app = 40,45×31,75 = 1284 мм.
Длина цепи
l= Lpp = 122·31,75 =3874 мм
Определяем диаметры звездочек
Делительные диаметры
dд = t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
dд1 = 31,75/[sin(180/25)] = 253 мм,
ведомая звездочка:
dд2 = 31,75/[sin(180/50)] = 566 мм.
Диаметры выступов
De = p(K+Kz – 0,31/l)
где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба
l – геометрическая характеристика зацепления,
Кz – коэффициент числа зубьев
l = р/d1 = 31,75/9,53 = 3,33,
Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/25 = 7,92,
Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/56 = 17,81,
De1 = 31,75(0,7+7,92 – 0,31/3,33) = 271 мм,
De2 = 31,75(0,7+17,81 – 0,31/3,33) = 584 мм.
Диаметры впадин:
Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)
Df1= 253 – (9.53 – 0,175×2530,5) = 240 мм
Df2= 566 – (9,53 – 0,175×5660,5) = 552 мм
Ширина зуба:
b = 0,93b3 – 0,15 = 0,93×19,05 – 0,15 = 17,56 мм
Толщина диска:
С = b+2r4 = 17,56+2×1,6 = 20,8 мм
где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15×103/p = 15×103/31,75 = 472 об/мин
Условие n = 38 < [n] = 472 об/мин выполняется.
Число ударов цепи
U = 4z1n2/60Lp = 4×25×38/60×122 = 0,5
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508/p = 508/31,75 = 16
Условие U < [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn2/60×103 = 25×31,75×38/60×103 = 0,50 м/с
Окружная сила:
Ft = Р2/v = 1,622·103/0,50 = 3244 H
Давление в шарнирах цепи
p = FtKэ/А,
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 9,53×19,05 = 182 мм3.
р = 3244×1,88/182 = 33,5 МПа.
Условие р < [p] = 35,1 МПа выполняется.
Коэффициент запаса прочности
s = Q/(kдFt+Fv+F0)
где Fv – центробежная сила
F0 – натяжение от провисания цепи.
Fv = qv2 = 3,8×0,502 = 2 H
F0 = 9,8kfqa = 9,8×4,0×3,8×1,284 = 191 H
где kf = 4,0 – для наклонной передачи (θ = 45º)
s = 89000/(1×3244+191+ 2) = 25,9 > [s] = 7,0 /1c.97/.
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 1,15×3244+2×191 = 4112 H.
где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.
Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Разработка чертежа общего вида редуктора
Материал быстроходного вала – сталь 45,
термообработка – улучшение: σв = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа /1c.110/
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
d1 = (16∙20,5·103/π10)1/3 = 22 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм,
d1 = (0,8¸1,2)dдв = (0,8¸1,2)28 = 22¸34 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)28 = 28¸42 мм,
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 28+2×2,2 = 32,4 мм,
где t = 2,2 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 » 1,5d2 =1,5×35 = 52 мм.
Под нарезную часть червяка
Диаметр вала под подшипник:
d4 = d2 = 35 мм.
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (407,5·103/π20)1/3 = 46 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 46 мм;
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 46+2×2,8 = 51,6 мм,
где t = 2,8 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 50 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 » 1,25d2 =1,25×50 = 62 мм.
Диаметр вала под подшипник:
d4 = d2 = 50 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 3,2r = 50+3,2×3,0 = 59,6 мм,
принимаем d3 = 60 мм.
Вал |
Размеры ступеней, мм | |||
d1 |
d2 |
d3 |
d4 | |
l1 |
l2 |
l3 |
l4 | |
Быстроходный |
28 |
35 |
42 |
35 |
40 |
52 |
23 | ||
Тихоходный |
46 |
50 |
60 |
50 |
60 |
62 |
21 | ||
- Выбор подшипников.
Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №7307, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7210
Размеры и характеристика выбранного подшипника Таблица 7.1
№ |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
C, кН |
C0, кН |
е |
Y |
27307 |
35 |
80 |
23 |
39,4 |
29,5 |
0,786 |
0,763 |
7210 |
50 |
90 |
21 |
52,9 |
40,6 |
0,37 |
1,60 |
Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния lб и lт между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника.
Выбираем способ смазывания: червячное зацепление смазывается за счет разбрызгивания масла двумя брызговиками, установленными на червячном валу. Подшипники червячного вала смазываются за счет масла из картера доходящего до центра ролика, а к подшипникам тихоходного вала масло попадает с торца червячного колеса с помощью специальных скребков. При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.
Для конических роликоподшипников поправка а:
а1 = В/2 + (d+D)e/6 = 23/2+(35+80)∙0,786/6 = 27 мм.
а2 = В/2 + (d+D)e/6 = 21/2+(50+90)∙0,37/6 = 19 мм.
В результате этих построений получаем следующие размеры:
быстроходный вал: lм = 103 мм; lб = 100 мм.
тихоходный вал: lт = 68 мм; lоп = 66 мм.
Проверочный расчет подшипников
Быстроходный вал
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Kб = 1,3 – коэффициент безопасности
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 0,83eA = 0,83∙0,786∙1407 = 918 H,
SB = 0,83eB = 0,83∙0,786×361 = 236 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaA = SА = 918 H,
FaВ = SА+Fa = 918+4075 = 4993 H,
Проверяем подшипник А.
Отношение Fa/Fr = 918/1407 = 0,65 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.
Р = (1,0×1,0×1407+0)1,3×1,0 = 1829 Н.
Проверяем подшипник В.
Отношение Fa/Fr = 4993/361 = 13,8 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763
Р = (0,4×1,0×361+0,763∙4993)1,3×1,
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573wL/106)0,3 = 5140(573×99,5×12240/106)0,3 = 36,7 кH < C= 39,4 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(39,4×103 /5140)3,333/60×950 = 15579 часов, > [L]
больше ресурса работы привода, равного 12240 часов.
8.2 Тихоходный вал
Эквивалентная нагрузка
Осевые составляющие реакций опор:
SC = 0,83eC = 0,83×0,370×3752 =1152 H,
SD = 0,83eD = 0,83×0,370×3781 =1161 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaC = SC =1152 H,
FaD = SC + Fa =1152 + 820 = 1972 H.
Проверяем подшипник С.
Отношение Fa/Fr= 1152/3752 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.
Р = (1,0×1,0×3752+ 0)1,3×1,0 = 4878 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение Fa/Fr= 1972/3781 = 0,52 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,60.
Р = (1,0×0,4×3781+1,60×1972)1,3×1,
Требуемая грузоподъемность подшипника:
Стр = Р(573wL/106)0,3 = 6068(573×3,98×12240/106)0,3 = 16,5 кH < C = 52,9 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(52,9×103 /6068)3,333/60×38 = 56443 часов, > [L]
больше ресурса работы привода, равного 12240 часов.
Конструктивная компоновка привода
9.1. Конструирование червячного колеса
Конструктивные размеры колеса:
Диаметр ступицы:
dст = 1,6d3 = 1,6·60 = 96 мм.
Длина ступицы:
lст = (1÷1,5)d3 = (1÷1,5)60 = 60÷90 мм,
принимаем lст = 90 мм
Толщина обода:
S = 0,05d2 = 0,05·200 =10 мм
Толщина диска:
С = 0,25b = 0,25·44 =11 мм
9.2. Выбор соединений
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения. Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.
9.3. Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла червяком и двумя брызговиками установленными на червячном валу, поэтому с внутренней стороны корпуса подшипниковые узлы остаются открытыми, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или брызговик, а наружное фиксируется распорной втулкой и крышкой подшипника.
9.4. Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0,04ат + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем d = 8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр болтов:
- фундаментных
d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
9.5. Конструирование элементов открытых передач
Ведущая звездочка:
Диаметры выступов De1 = 271 мм,
Ширина зуба: b = 17,56 мм
Толщина диска: С = 20,8 мм
Диаметр ступицы внутренний d = 45 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙45 = 69,8 мм
принимаем dст = 70 мм
Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)45 = 36…68 мм
принимаем lст = 70 мм.
Ведомая звездочка:
Диаметры выступов De2 = 584 мм.
Ширина зуба: b = 17,56 мм
Толщина диска: С = 20,8 мм
Диаметр ступицы внутренний
d = (16·842,7·103/π20)1/3 = 59 мм
принимаем d1 = 60 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙60 = 93 мм
