Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:

2. Расчет редукторной передачи 2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

2.1.1 Мощности, передаваемые валами

N>т> = N* = 4,24 * 0,92 = 3,90 кВт

2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле:

Т = 9555 N/n [2, с. 129]

Где N - передаваемая мощность, кВт

n - частота вращения, об/мин

Т>б> = 9555  4,24 / 325,89 = 118,08 Нм

Т>т> = 9555  4,24 / 91,80 = 405,93 Нм

2.2 Расчет цилиндрической передачи

2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности

Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8]

Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ

Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение

Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл. 4.5]:

Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности K>H>>Д> = 1; K>F>>Д> = 1. Т. к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].

Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [>Н>] = >Н lim b>/S>Н>

Где >Н lim b2> = 2 НВ>ср>+ 70 - базовый предел контактной выносливости

S>Н> = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

Где >F lim b> = 1,8 НВ>ср> - предел длительной выносливости по напряжениям изгиба

S>F> = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90]

2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Предварительное значение окружной скорости:

Где C>v> = 15 [1, табл. 4.9, с. 95]

>a >= 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]

Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96]

K>hv> = 1,01; K>fv> = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97]

2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи

Расчетный крутящий момент [1] с. 98:

Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]

где К = 270 - для косозубых передач

10 3 - численный коэффициент согласования размерностей

Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51],

Ширина колеса: b>2> = a >a> = 140 *0,4 = 56 мм

Принимаем b>2> = 56 мм

Фактическая окружная скорость:

V = 2an>1 >/ ((U>р>+1) 60) = 2* 140 ** 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c

Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98

условие контактной прочности выполняется

Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]:

Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]:

Где К = 3,5 [1] с. 99

Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] m>n> = 1,125 мм

Принимаем угол наклона линии зуба =12

Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:

Принимаем Z>>= 244; Число зубьев шестерни и колеса:

Уточняем угол наклона линии зуба:

Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:

Где Y>f >- коэффициент формы зуба

Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:

Z>v> = Z>2> / cos 3  = 190 /cos 3 (11,38) = 201

Тогда: Y>f> = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]

Где  - в градусах и десятичных долях градуса

>f> = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа

Условие прочности выполняется.

2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.

2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно

Осевая сила F>a> = F>t> tg() = 3716 * tg( 11,38 ) = 747,64 H

3.3.6 Силы в ременной передаче

Скорость движения ремня при диаметре быстроходного шкива

D = 100 мм: V>р> =  n>ном> D/60 =  730 0,1/60 = 3,82 м/с.

Угол охвата >1> = 150, число ремней Z = 3, масса 1 м длины ремня Б: q = 0,18 кг/м.

Коэффициент длины ремня C>L> = 0,92 [2, табл. 6.14, с 215].

Коэффициент охвата С>> = 0,92 [2, табл. 6.13].

Коэффициент режима работы С>р> = 1 [2, табл. 6.5].

Сила натяжения одного клинового ремня:

= 780 4,24  0,92 /( 3,820,9213) + 0,183,82 2 = 288,36 Н

Сила, действующая на вал:

3. Расчет валов, подбор подшипников 3.1 Предварительный расчет валов

Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение. Материал валов - сталь 40Х ГОСТ 4543-88.

Где [>k>] = 45 МПа - допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]

Хвостовик первичного вала:

d>хв.1> = (118,08*10 3 /0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Принимаем диаметр хвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя

Хвостовик тихоходного вала:

d>хв.3> = (405,93*10 3 /0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Принимаем диаметр хвостовика тихоходного вала 38 мм.

Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]:

Где Т - крутящий момент в Н/мм

d>1> > (16* 118,08 /*16) 1/3 = 33,50 мм, принимаем d>1> = 38 мм

d>2> > (16* 405,93/*16) 1/3 = 50,56 мм, принимаем d>2> = 55 мм

3.2. Эскизная компоновка валов

Выполняем эскизную компоновку валов при разработке сборочного чертежа редуктора. Принимаем предварительно для быстроходного вала подшипники 7207 ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктора подшипники 7210 ГОСТ 333-79.

3.3 Проверочный расчет валов

3.3.1 Схема приложения сил к валам

3.3.2 Определяем реакции опор и изгибающие моменты быстроходного вала

=(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 3459 Н

Радиальное давление на подшипники:

F>rA> = (R>AH> 2 + R>AV> 2 ) 0,5 = ( 3459 2 + 1858 2 ) 0,5 = 3926 Н

Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

3.3.3 Определяем реакции опор тихоходного вала

R>AV> = Ft*а/(a+b) = 3716* 0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

Радиальное давление на подшипники:

F>rA> = (R>AH> 2 + R>AV> 2 ) 0,5 = (5894 2 +1858 2 ) 0,5 = 6180 Н

3.3.4 Выполняем проверочный расчет быстроходного вала

Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 - 88

Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

Осевой момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

W>ос> = 0,1d>зк> 3 = 0,1* 38 3 = 5487 мм 3

Максимальное нормальное напряжение:

= (48,05 2 +113,35 2 ) 0,5 *10 3 /5487мм 3 + 4*747,64/* (38мм) 2 = 47,49 МПа

Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

W>Р> = 0,2d>зк> 3 = 0,2* 38 3 = 10970 мм 3

Максимальное касательное напряжение:

В месте шпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]

Коэффициент влияния шероховатости поверхности: К>f> = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения К>V> = 1 (без упрочнения).

Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. >а> = >max> = 47,49 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала обеспечены.

Проверяем сечение вала в месте посадки подшипника

Осевой момент инерции вала в месте посадки подшипника:

W>ос> = 0,1d>п> 3 = 0,1*35 3 = 4287 мм 3

Максимальное нормальное напряжение:

Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

W>Р> = 0,2d>п> 3 = 0,2*35 3 = 8575 мм 3

Максимальное касательное напряжение:

В месте посадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем интерполированием значения отношений К>>/К>d> = 3,49; К>>/К>d> = 2,9. Коэффициент влияния шероховатости поверхности: К>f> = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения К>V> = 1 (без упрочнения).

Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. >а> = >max> = 37,42 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

3.4 Расчет подшипников

3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7207 ГОСТ 8328-75

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: C>r> = 38500 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,62

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

P>rА> = X F>rА> + Y F>aАр> = 1*3926+ 0* 1206 = 3926 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

P>rВ> = X F>rВ> + Y F>aВр> = 0,4* 1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

Базовый расчетный ресурс подшипника:

Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по конструктивным соображениям.

3.4.2 Рассчитываем подшипники тихоходного вала

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7210 ГОСТ 8328-75

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: C>r> = 57000 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,6

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

P>rА> = X F>rА> + Y F>aАр> = 1*6180 + 0*1898 = 6180 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

Базовый расчетный ресурс подшипника:

4 Подбор и проверка шпонок

Размеры поперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала.

Для крепления шестерни выбираем призматическую шпонку

10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]

Высота h = 8 мм; глубина паза вала t>1>= 4,5 мм;

длина L= 63 мм; ширина b= 10 мм

Расчетная длина шпонки: L>р>= L - b = 63 - 10 = 53 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие

Допускаемое напряжение смятия [см] = 50…60 МПа [2, с. 252]

Где Т - передаваемый момент, Н/м, остальные размеры в мм

Для крепления колеса выбираем призматическую шпонку

18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]

Высота h = 11 мм; глубина паза вала t>1>= 5 мм;

длина L= 63 мм; ширина b= 18 мм

Расчетная длина шпонки: L>р>= L - b = 63 - 18 = 45 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие

5 Подбор муфты

По таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента на тихоходном валу Тт = 405,93 Нм и конструктивным соображениям с диаметром под вал 45 мм.

Муфта втулочно-пальцевая М=500 Нм, d=45мм, ГОСТ 21424-75.

6. Подбор смазки редуктора

Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм, а подшипники - масляным туманом.

Выбираем масло ИТП - 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм 2 /с [2, табл. 8.30]. Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной ванны 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной ванны 2 л.

Список литературы

Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - М.: Машиностроение, 1984.

Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2002.

📎📎📎📎📎📎📎📎📎📎