Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Техническое задание
1 Кинематическая схема машинного агрегата………………..………3
2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода…….….………4
3 Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений………………………………………………….………..8
4 Расчет закрытой червячной передачи……………………….………9
5 Расчет открытой цепной передачи………………………………….12
6 Нагрузки валов редуктора………………………………….………..16
7 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора………18
10 Конструктивная компоновка привода………………………………27
11 Проверочные расчеты………………………………………………..31
Список использованных источников………………………………………36
Привод к межэтажному подъемнику
1 – цепная передача, 2 – грузовая цепь, 3 – червячный редуктор, 4 – муфта упругая втулочно-пальцевая, 5 – электродвигатель, 6 – натяжное устройство.
Исходные данные:
Тяговая сила цепи F, кН 5,0
Скорость грузовой цепи v, м/с 0,20
Шаг грузовой цепи р, мм 80
Число зубьев звездочки z, 8
Угол наклона цепной передачи 30°
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи δ, % 4
Срок службы привода Lг, лет 7
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.
Срок службы привода определяется по формуле
Lh = 365LГКГtcLcKc
где LГ = 7 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 = 365·7·0,82·8·1·1 = 16800 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда
Lh =16800·0,85 =14280 час
Таблица 1 - Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
|
Место установки |
Lг |
Lс |
tс |
Lh |
Характер нагрузки |
Режим работы |
|
Заводской цех |
7 |
1 |
8 |
14280 |
С малыми колебаниями |
Реверсивный |
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 5,0·0,20 = 1,0 кВт
Частота вращения звездочки
nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,20/8·80 = 19 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 = 1,00/0,715 = 1,40 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели 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 1,5 кВт /1c.41/
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.
Таблица 2 - Выбор типа электродвигателя
|
Вариант |
Двигатель |
Мощность |
Синхронная частота вращения, об/мин |
Номинальная частота вращения |
|
1 |
4АМ80А2 |
1,5 |
3000 |
2850 |
|
2 |
4AМ80В4 |
1,5 |
1500 |
1415 |
|
3 |
4AM90L6 |
1,5 |
1000 |
935 |
|
4 |
4AМ100L8 |
1,5 |
750 |
700 |
Рекомендуемые значения передаточных чисел /1c.45/:
- 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
Таблица 3 - Передаточное число
|
Передаточное число |
Варианты |
|||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|
|
Привода |
150 |
74,5 |
49.2 |
36,8 |
|
Редуктора |
25 |
25 |
25 |
25 |
|
Открытой передачи |
6,0 |
3,0 |
2,0 |
1,5 |
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 4АМ90L6 /1c.406/.
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 935 об/мин 1 = 935π/30 = 97,9 рад/с
n2 = n1/u1 = 935/25 =38 об/мин 2= 38π/30 = 3,98 рад/с
n3 = n2/u2 =38/2,0 = 19 об/мин 3= 19π/30 = 1,99 рад/с
Фактическое значение скорости грузовой цепи
v = zpn3/6·104 = 8·80·19/6·104 = 0,20 м/с
Отклонение фактического значения от заданного
δ = 0
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрηмηпк =1400∙0,98∙0,995 = 1365 Вт
P2 = P1ηчпηпк = 1365·0,80·0,995 = 1087 Вт
P3 = P2ηцпηпс = 1087·0,93·0,99 = 1000 Вт
Крутящие моменты:
Т1 = P1/1 =1365/97,9 =13,9 Н·м
Т2 = 1087/3,98 = 273,1 Н·м
Т3 = 1000/1,99 = 502,5 Н·м
Таблица 4 - Результаты расчетов сводим в таблицу
|
Вал |
Число оборо тов об/мин |
Угловая ско рость рад/сек |
Мощность кВт |
Крутящий момент Н·м |
|
Вал электродвигателя |
935 |
97,9 |
1,400 |
14,3 |
|
Ведущий вал редуктора |
935 |
97,9 |
1,365 |
13,9 |
|
Ведомый вал редуктора |
38 |
3,98 |
1,087 |
273,1 |
|
Рабочий вал привода |
19 |
1,99 |
1,000 |
502,5 |
Принимаем, согласно рекомендациям /1c.57/, для червяка сталь 45 улучшенная Н < 350HB.
Ориентировочное значение скорости скольжения:
vs = 4,2u210-3M21/3 = 4,225,03,9810-3273,11/3 = 2,7 м/с,
при vs <5 м/с рекомендуется /1 c57/ бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки – центробежный: в = 700 МПа, т = 460 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
[]H = 250 – 25vs = 250 – 252,7 = 182 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:
[]F = 0,16вKFL,
где КFL – коэффициент долговечности.
KFL = (106/NэН)1/9,
где NэН – число циклов перемены напряжений.
NэН = 5732Lh = 5733,9814280 = 3,3107.
KFL = (106/3,3107)1/9 = 0,678
[]F = 0,167000,678 = 76 МПа.
Межосевое расстояние
= 61(273,1·103/1822)1/3 =123 мм
принимаем аw = 125 мм
Основные геометрические параметры передачи
Модуль зацепления:
m = (1,51,7)aw/z2,
где z2 – число зубьев колеса.
При передаточном числе 25,0 число заходов червяка z1 = 2 /1c.74/, тогда число зубьев колеса:
z2 = z1u = 225,0 = 50
m = (1,51,7)125/50 = 3,74,3 мм,
принимаем m = 4,0 мм /1c.75/.
Коэффициент диаметра червяка:
q = (0,2120,25)z2 = (0,2120,25)50 =10,612,5
принимаем q = 12,5 /1c.75/.
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) = 0,54,0(12,5+50 – 20) = 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+24,0 = 58 мм.
Диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 – 2,4m = 50 – 2,44,0 = 40 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C = (10+5,50+2)4,0+0 = 48 мм.
при х < 0 С = 0.
Делительный угол подъема линии витка:
= arctg(z1/q) = arctg(2/12,5) = 9,09
Делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 4,050 = 200 мм.
Диаметр выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 200+24,0(1+0) = 208 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 200 – 24,0(1,2 – 0) = 190 мм.
Наибольший диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m/(z1+2) = 208+64,0/(2+2) = 214 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0,355aw = 0,355125 = 44 мм.
Фактическое значение скорости скольжения
vs = u2d1/(2000cos) = 253,9850/(2000cos 9,09°) = 2,52 м/с
Уточняем допускаемые контактные напряжения:
[]H = 250 – 25vs = 250 – 252,52 = 187 МПа.
Коэффициент полезного действия червячной передачи
= (0,950,96)tg/tg(+)
где = 1,50 - приведенный угол трения /1c.77/.
= (0,950,96)tg 9,09°/tg( 9,09°+1,50) = 0,82.
Силы действующие в зацеплении
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2273,1103/200 = 2731 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 2731tg20 = 994 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2Т1/d1 = 213,9103/50 = 556 H.
Расчетное контактное напряжение
Н = 340(Ft2K/d1d2)0,5,
где К – коэффициент нагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = 3d2/2000 = 3,98200/2000 = 0,40 м/с
при v2 < 3 м/с К = 1,0 /1c.77/.
Н = 340(27311,0/50200)0,5 = 178 МПа,
Условие Н<[H]=187МПа выполняется.
недогрузка (187 – 178)100/187 = 5% < 15%.
Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса
F = 0,7YF2Ft2K/(b2m),
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное число зубьев колеса:
zv2 = z2/(cos)3 = 50/(cos 9,09°)3 = 51,9 YF2 = 1,44 /1c/78/.
F = 0,71,4427311,0/(444,0) =15,6 МПа.
Условие F < []F = 78 МПа выполняется.
Так как условия Н<[H] и F < [F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой пере дачи обеспечена в течении всего срока службы привода.
Шаг цепи
где [p] = 35 МПа – допускаемое давление в шарнирах.
Кэ – коэффициент эксплуатации /1c.93/:
Кэ = КдКсККрегКр,
где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки,
Кс = 1,5 – смазка периодическая,
К = 1,0 – наклон линии центров < 60º,
Крег = 1,25 – нерегулируемая передача,
Кр = 1,0 – работа в одну смену.
Кэ = 1,51,25 = 1,88.
z1 – число зубьев малой звездочки,
z1 = 29 – 2u = 29 – 22,0 = 25,0,
принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 25
р = 2,8(273,11031,88/2535)1/3 = 23,4 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм /1c.441/:
- 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 /1c.94/.
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1u = 252,0 = 50,0
Принимаем z2 = 50
Фактическое передаточное число
u2 = z2/z1 = 50/25 = 2,0
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
δ = 0
Межосевое расстояние
ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 82]0,5}
где Lp – число звеньев цепи,
zc – суммарное число зубьев,
zc =z1+z2 = 25+50 = 75,
= (z2 – z1)/2 = (50 – 25)/2 = 3,98
Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,575 + 3,982/40 = 117,9
где ар = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),
принимаем Lp = 118
ар = 0,25{118 – 0,575 +[(118 – 0,575)2 – 83,982]0,5} = 40,05
a = app = 40,0531,75 = 1272 мм.
Длина цепи
l = Lpp = 118·31,75 =3746 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)] = 506 мм.
Диаметры выступов
De = p(K+Kz – 0,31/)
где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба
– геометрическая характеристика зацепления,
Кz – коэффициент числа зубьев
= р/d1 = 31,75/9,53 = 3,33,
Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/25 = 7,92,
Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/50 = 15,89,
De1 = 31,75(0,7+7,92 – 0,31/3,33) = 271 мм,
De2 = 31,75(0,7+15,89 – 0,31/3,33) = 524 мм.
Диаметры впадин:
Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5)
Df1= 253 – (9.53 – 0,1752530,5) = 240 мм
Df2= 506 – (9,53 – 0,1755060,5) = 492 мм
Ширина зуба:
b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9319,05 – 0,15 = 17,56 мм
Толщина диска:
С = b+2r4 = 17,56+21,6 = 20,8 мм
где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм
Допускаемая частота вращения меньшей звездочки
[n] = 15103/p = 15103/31,75 = 472 об/мин
Условие n = 38 < [n] = 472 об/мин выполняется.
Число ударов цепи
U = 4z1n2/60Lp = 42538/60118 = 0,5
Допускаемое число ударов цепи:
[U] = 508/p = 508/31,75 = 16
Условие U < [u] выполняется.
Фактическая скорость цепи
v = z1pn2/60103 = 2531,7538/60103 = 0,50 м/с
Окружная сила:
Ft = Р2/v = 1,087·103/0,50 = 2174 H
Давление в шарнирах цепи
p = FtKэ/А,
где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.
А = d1b3 = 9,5319,05 = 182 мм3.
р = 21741,88/182 = 22,5 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 = 3,80,502 = 2 H
F0 = 9,8kfqa = 9,84,03,81,272 = 189 H
где kf = 4,0 – для наклонной передачи (θ = 30º)
s = 89000/(12174+189+ 2) = 39,7 > [s] = 7,6 /1c.97/.
Сила давления на вал
Fв = kвFt+2F0 = 1,152174+2189 = 2878 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.
Силы действующие в зацеплении червячной передачи
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2731 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = 994 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 556 H.
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100·Т11/2 = 100·13,91/2 = 373 Н
Консольная силы действующие на тихоходный вал
Fв = 2878 H.
Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие на вал
Fвв= Fв sinθ = 2878sin30° = 1439 H
Fвг = Fвcosθ = 2878cos30° = 2492 H
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного 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∙13,9·103/π10)1/3 = 19 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 24 мм,
d1 = (0,81,2)dдв = (0,81,2)24 = 1929 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)28 = 2842 мм,
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 28+22,2 = 32,4 мм,
где t = 2,2 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 1,5d2 =1,535 = 52 мм.
Диаметр вала под подшипник:
d4 = d2 = 35 мм.
Вал выполнен заодно с червяком.
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (273,1·103/π15)1/3 = 45 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 45+22,8 = 50,6 мм,
где t = 2,8 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 50 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 1,25d2 =1,2550 = 62 мм.
Диаметр вала под подшипник:
d4 = d2 = 50 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 3,2r = 50+3,23,0 = 59,6 мм,
принимаем d3 = 60 мм.
Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27307, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7210
Таблица 5 - Размеры и характеристика выбранного подшипника
|
№ |
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.
Проводим две горизонтальных осевых линии на расстоянии аw = 125 мм; затем проводим две вертикальных линии для главного вида редуктора и вида с боку.
Вычерчиваем червяк и червячное колесо.
Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
- принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой кор пуса 10 мм;
- принимаем зазор между окружностью вершин зубьев колеса и внутренней стенкой корпуса 12 мм
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 = 80 мм; lб = 100 мм.
тихоходный вал: lт = 68 мм; lоп = 66 мм.
Схема нагружения быстроходного вала
Силы действующие на червячный вал
Fa1 = 2731 H; Fr1 = 994 H; Ft1 = 556 H.
Fм = 373 Н
Рис. 8.1 – Расчетная схема быстроходного вала
Горизонтальная плоскость:
mA = 100Ft1 + 200Bx – 280Fм = 0;
Вх = (373280 – 100∙556)/200 = 244 Н;
ΣmB = 100Ft1 + 80Fм – 200Ax = 0
Ах = (100∙556+373∙80)/200 = 427 Н;
Проверка ΣХ = 0; Ax – Ft1 – Bx + Fм = 427 – 556 – 244 + 373 = 0
Изгибающие моменты
Мх1 = 427100 = 42,7 Нм;
Мх2 = 37380 = 29,8 Нм.
Вертикальная плоскость:
mA = 100Fr1 – 200By – Fa1d1/2 = 0
Вy = (994100– 273150,0/2)/200 = 156 Н
ΣmB = 100Fr + Fa1d1/2 – 200AY = 0
АY = (100∙994+2731∙50,0/2)/200 = 838 Н;
Проверка ΣY = 0; AY – Fr + BY = 838 – 994 + 156 = 0
Изгибающие моменты
Мy1 = 838100 = 83,8 Нм
Мy2 = 156100 = 15,6 Нм
Суммарные реакции опор:
А = (Аx2 +Ay2)0,5 = (4272+ 8382)0,5 = 941 H,
B = (2442+ 1562)0,5 = 290 H.
Расчетная схема нагружения тихоходного вала
Силы действующие на тихоходный вал:
Ft2 = 2731 H; Fr2 = 994 H; Fa2 = 556 H.
Fоп.В= 1439 H; Fоп.Г = 2492 H
Рис. 8.2 – Расчетная схема тихоходного вала.
Горизонтальная плоскость:
mС = 66Fоп.г – 136Dx + 68Ft2 = 0;
Dх = (66∙2492 + 68∙2731)/136 = 2575 Н;
ΣmD = 202Fоп.г – 136Сx – 68Ft = 0
Сx = (202∙2492 – 68∙2731)/136 =2336 H
Проверка ΣХ = 0; Fоп.г – Сх – Ft + Dx = 2492 –2336 – 2731 + 2575 = 0
Изгибающие моменты:
Мх1 = 249266 = 164,5 Нм;
Мх2 = 257568 = 175,1 Нм.
Вертикальная плоскость:
mC = 66Fоп.в + 68Fr2 – Dy136 – Fa2d2/2 = 0
Dy= (66∙1439+68∙994 –556200/2)/136 = 787 Н
mD = 202Fоп.в – 68Fr2 – Cy136 – Fa2d2/2 = 0
CY = (202∙1439 – 68∙994 – 556∙200/2)/136 = 1232 H
Проверка ΣY = 0; Fоп.в – Сy – Fr2 + Dx = 1439 – 1232 – 994 + 787 = 0
Изгибающие моменты:
Мy1 = 143966 = 95,0 Нм
Мy2 = 1439∙134 – 1232∙68 = 109,1 Нм
Мy3 = 787∙68 = 53,5 Нм
Суммарные реакции опор:
C = (Cx2 +Cy2)0,5 = (23362+ 12322)0,5 = 2641 H,
D = (25752+ 7872)0,5 = 2693 H,
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Kб = 1,5 – коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 0,83eA = 0,83∙0,786∙941 = 614 H,
SB = 0,83eB = 0,83∙0,786290 = 189 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaA = SА = 614 H,
FaВ = SА+Fa = 614+2731 = 3345 H,
Проверяем подшипник А.
Отношение Fa/Fr = 614/941 = 0,65 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.
Р = (1,01,0941 +0)1,51,0 = 1412 Н.
Проверяем подшипник В.
Отношение Fa/Fr = 3345/290 = 11,5 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763
Р = (0,41,0290+0,763∙3345)1,51,0 = 4002 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573L/106)0,3 =
= 4002(57397,914280/106)0,3 = 29,7 кH < C= 39,4 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(39,4103 /4002)3,333/60935 = 36453 часов, > [L]
больше ресурса работы привода, равного 14280 часов.
Эквивалентная нагрузка
Осевые составляющие реакций опор:
SC = 0,83eC = 0,830,3702641 = 811 H,
SD = 0,83eD = 0,830,3702693 = 827 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaC = SC = 811 H,
FaD = SC + Fa = 811 + 556 = 1367 H.
Проверяем подшипник С.
Отношение Fa/Fr= 811/2641 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.
Р = (1,01,02641+ 0)1,51,0 = 3962 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение Fa/Fr= 1367/2693 = 0,51 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,60.
Р = (1,00,42693+1,601367)1,51,0 = 4897 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника:
Стр = Р(573L/106)0,3 =
= 4897(5733,9814280/106)0,3 = 13,9 кH < C = 52,9 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(52,9103 /4897)3,333/6038 =122213 часов, > [L]
больше ресурса работы привода, равного 14280 часов.
Конструктивные размеры колеса /1c.178/:
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
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм /1c.187/
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.
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.
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0,04ат + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем = 8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35 = 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.
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.
Диаметры выступов De2 = 524 мм.
Ширина зуба: b = 17,56 мм
Толщина диска: С = 20,8 мм
Диаметр ступицы внутренний
d = (16·502,5·103/π15)1/3 = 55 мм
принимаем d1 = 55 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙50 = 77,5 мм
принимаем dст = 80 мм
Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)50 = 40…75 мм
принимаем lст = 70 мм.
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =63Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·13,9 = 21 Н·м < [T]
k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки /1c.251/.
Условие выполняется
Смазка червячного зацепления /1c.255/.
Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны
V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,365 1 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,52 м/с и контактном напряжении σН=178 МПа =25·10-6 м2/с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-100
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
t1 – глубина паза;
l – длина шпонки
b – ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×30.
Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·13,9·103/28(7-4,0)(30-8) = 15,0 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 18×11×80. Материал ступицы – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·273,1·103/60(11-7,0)(80-18) = 36,6 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14×9×63. Материал звездочки – сталь 45, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·273,1·103/45(9-5,5)(63-14) = 70,4 МПа
Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 0,5СY = 0,5∙1232 = 616 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σв = 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]616 = 832 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙832/84= 12,9 МПа < [σ] = 75 МПа
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой В. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
Суммарный изгибающий момент Ми = 29,8 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π353/32 = 4,21·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·4,21·103 = 8,42·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W =29,8·103/4,21·103 = 7,1 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T1/2Wp = 13,9·103/8,42·103 = 1,7 МПа
Коэффициенты:
kσ/σ = 3,5; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,5·7,1 =13,5
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,5·1,7 + 0,1·1,7) = 44,1
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 =13,5·44,1/(13,52 + 44,12)0,5 =12,9 > [s] = 2,5
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Суммарный изгибающий момент
Ми = (95,02 + 164,52)1/2 = 190,0 Н·м.
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π503/32 = 12,3·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·12,3·103 =24,6 мм
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 190,0·103/12,3·103 = 15,4 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T2/2Wp =273,1·103/24,6·103 =11,1 МПа
Коэффициенты:
kσ/σ = 4,0; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·4,0 + 0,4 = 2,8
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/4,0·15,4 = 5,4
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,80·11,1 + 0,1·11,1) = 6,1
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 5,4·6,1/(5,42 + 6,12)0,5 = 4,0 > [s] = 2,5
Вывод: Таким образом, коэффициенты запаса прочности вводится для того, чтобы обеспечить безопасную, надежную работу его частей, несмотря на возможные неблагоприятные отклонения действительных условий их работы от расчетных.
Температура масла в корпусе редуктора:
= 95 С,
где tв = 18 С – температура окружающего воздуха;
Kt = 17 Вт/м2К – коэффициент теплопередачи;
А = 0,36 м2 – площадь поверхности охлаждения
tм = 18 + 1,365103(1 – 0,82)/170,36 = 58 С.
Условие tм < [tм] выполняется.
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с.
2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
3. Альбом деталей машин.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.
5. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.
КП. 151031. 04. ПЗ
3
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
4
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
5
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
6
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
7
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
8
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
9
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
10
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
11
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
12
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
13
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
14
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
15
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
16
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
17
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
18
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
19
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
20
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
21
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
22
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
23
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
24
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
25
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
27
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
26
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
36
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
35
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
34
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
33
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
32
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
31
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
30
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
29
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
КП. 151031. 04. ПЗ
28
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
УГК/ВПФ ТО-310
Листов
Лит.
Привод
к межэтажному подъемнику
Утверд.
Мисюрина О. А.
Н. Контр.
Реценз.
Мисюрина О. А.
Провер.
Кравченко Н.Н.
Разраб.
КП150411.03.03. ПЗ
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.