Привод к междуэтажному подъёмнику

 

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.

 

6. 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

 

 

7. 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.

 

8. Проверочный расчет подшипников

1. 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)1,3×1,0 = 5140  Н.

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)1,3×1,0 = 6068 Н.

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.

 

9. 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