Реферат: Проектирование привода общего назначения
Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет. Произведём проверку зубьев колеса при кратковременных перегрузках. Соответствующие напряжения будут равны:
МПа < [s]Hпр = 660 МПа;
МПа < [s]Hпр = 264 МПа;
Таким образом, выбранные геометрические параметры червячной передачи удовлетворяют всем условиям прочности.
5. Предварительное конструирование редуктора (первая компоновка)Крутящие моменты на валах редуктора:
Tк2 = Т2 = 1362 Н·м;
Н·м.
Минимально допустимый диаметр вала предварительно определяем по следующей формуле [1, c.373]:
, (32)
где [tк] – допустимое касательное напряжение в материале вала при кручении, [tк]=25 МПа.
Для ведущего вала получаем
мм
Принимаем для дальнейшего проектирования dв1 = 25 мм. Диаметры шеек под подшипники dп1 = 30 мм. Основные параметры червяка указаны в табл. 1. Расстояние между опорами червяка примем l1 » daM2 = 222 мм. Расстояние от середины выходного вала до ближайшей опоры f1 = 70 мм.
Диаметр ведомого вала:
мм
Для дальнейшего проектирования принимаем dв2 = 65 мм. Диаметры шеек под подшипники dп2 = 70 мм. Основные параметры колеса указаны в табл. 1. Диаметр ступицы dст2 = (1,6…1,8)dк2 = 120 мм; длина ступицы lст=(1,2…1,8)dк2 = 90 мм.
Конструкционные размеры корпуса редуктора выбираем следующими:
– толщина стенок корпуса и крышки:
d= 0,04·a + 2 = 0,04·125 + 2 = 7 мм;
d1= 0,032·a + 2 = 0,032·125 + 2 = 6 мм.
– толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
b1 = b = 1,5·d = 1,5·7 = 10 мм;
– толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
p1 = 1,5·d = 1,5·7 = 10 мм;
p2 = (2,25…2,75)d = (2,25…2,75)·7 = 18 мм;
– диаметры фундаментных болтов
dб1 = (0,03…0,036)a+12= (0,03…0,036)·125+12=16 мм;
– диаметры крепёжных болтов
dб2 =12 мм; dб3 =10 мм.
На основании полученных размеров производим графическую компоновку редуктора с целью уточнения размеров валов и других конструктивных элементов для их последующего уточнённого расчёта.
6. Проверка долговечности подшипниковТак как при работе червячной пары имеются силы во всех трёх направлениях, в качестве опор применяем радиально-упорные подшипники качения. В радиально-упорных подшипниках реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормальных, приведёных к середине контактных площадках. Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников вычисляется по формуле:
мм (33)
где B, d, a – геометрические параметры подшипников для серии 46306 [1].
Соответствующее расстояние для однорядных роликовых конических подшипников можно вычислить по выражению:
мм (34)
где T, D, d, e – геометрические параметры подшипников для серии 7214 [1].
Для проверки подшипников на долговечность необходимо определить эквивалентную нагрузку на опоры, вычисляемую исходя из сил реакций на эти опоры. В связи с эти рассмотрим отдельно ведущий и ведомый вал червячного редуктора.
Ведущий вал.
Схема нагружения этого вала представлена на рис. 3. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.
Рис. 3. Силовая схема нагружения ведущего вала редуктора
Составляющие силы от натяжения ремня:
Fрпx = Fрпx = Fрп / sin 45° = 1023/sin45° = 723 Н.
Рассмотрим систему сил в плоскости XZ.
Н
Н
Рассмотрим систему сил в плоскости YZ.
Н
Н
Суммарные величины радиальных реакций в опорах:
(35)
H;
H;
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:
S=ePr, (36)
где e=0,68 – коэффициент осевого нагружения для подшипников с a=26°.
В результате имеем:
S1 = 0,68·3293 = 2239 Н;
S2 = 0,68·2747 = 1868 Н.
Осевые нагрузки в нашем случае S1 > S2; Fa > 0, тогда Pa1 = S1 = 2239 Н;
Pa2 = S1 + Fa1 = 2239 + 13485 = 15724 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 2239/3293 = 0,68 = e – осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле:
Pэ1 = Pr1VKбKT = 3293·1·1·1 = 3293 Н, (37)
где V – коэффициент, учитывающий схему вращения колец, V=1; Kб, KT – коэффициенты, учитывающие условия работы подшипников [1, c.212].
У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 15724/2747 = 5,72 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
Pэ2 = (XPr1V+YPa2) KбKT = 0,41·2747+0,87·15724 = 14800 Н, (38)
где X, Y выбираются по справочным таблицам [1, c.212-213]: X=0,41; Y=0,87.
Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре. Номинальная долговечность определяется по формуле:
, (39)
где С – динамическая грузоподьёмность по каталогу; p – показатель степени (p=3 – для шарикоподшипников; p=3,33 – для роликоподшипников).
млн. об
Значение долговечности в часах
ч
Ведомый вал
Схема нагружения этого вала представлена на рис. 4. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.
Рис. 4. Силовая схема нагружения ведомого вала редуктора
Плоскость XZ:
Rx3 = Rx4 = Ft2 / 2 = 13485 / 2 = 6742 Н
Плоскость YZ:
Н
Н
Суммарные величины радиальных реакций в опорах:
H;
H;
Осевые составляющие радиальных реакций роликовых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:
S=0,83ePr, (40)
В результате имеем:
S1 = 0683·0,41·9199 = 3130 Н;
S2 = 0683·0,41·6876 = 2340 Н.
Осевые нагрузки в нашем случае S3 > S4; Fa > 0, тогда Fa3 = S3 = 3130 Н;
