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

1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:

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

2.3.1 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]

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]

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.

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

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

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:

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

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.

3.3.1 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

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

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

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:

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

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

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.

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.