Расчет привода электрической лебедки

  R_sB = e · R_rB, Н;

где:    е – фактор осевой нагрузки.

Величину фактора осевой нагрузки для подшипника типа 46308 принимаем согласно [9] в зависимости от соотношения осевой нагрузки (Ra=Fa=4661,2 Н) подшипника и его статической грузоподъемности С₀:

,

где:    і – число рядов тел качения, і = 1 – подшипник однорядный.

Принимаем фактор осевого нагружения е = 0,45.

R_sA = 0,45 · 1621,2 = 729,5 Н;      

R_sB = 0,45 · 3293,3 = 1482 Н.

 Определяем осевые реакции подшипников:

R_aA = R_sВ + F_a, Н;

    R_aA = 1482 + 4661,2 = 6143 Н;

R_aB = R_sB = 1482 Н.

Определяем коэффициенты нагрузки для подшипников типа 46308:

> е.

принимаем X_А = 0,45;  Y_А = 1,22 [9].

= е;

принимаем Х_В= 1;    Y_В = 0.

Определяем  эквивалентную нагрузку подшипников [3]:

R_EA = (X_А · V · R_rA + Y_A · R_aA) · К_б · К_т, Н;

R_EВ = (X_В · V · R_rВ + Y_B · R_aB) · К_б · К_т, Н,

где:    Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V – коэффициент вращения, V=1 [1];

К_б – коэффициент безопасности [9], К_б = 1,5;

К_т – температурный коэффициент [9], К_т = 1;

R_EA = (0,45 · 1 · 1621,2 + 1,22 · 6143) · 1,5 · 1 = 12,3 кН;

R_EВ = (1 · 1 · 3293,3 + 0 · 1482) · 1,5 · 1 = 4,9 кН.

 Определяем расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность наиболее нагруженного подшипника в часах [1]:

;

,

где:  ω₁ –угловая скорость ведущего вала, с^-1;

С – динамическая грузоподъемность, кН;

R_E – эквивалентная динамическая нагрузка наиболее нагруженного подшипника, Н;

m – показатель степени; для шариковых подшипников m = 3.

=47,6 кН;

192450 ч.

Расчетные данные удовлетворяют условие работы привода.

 

Подбираем подшипники ведомого вала:

В качестве опор тихоходного вала принимаем подшипники роликовые конические радиально - упорные  легкой широкой серии типа 7513 ГОСТ 333-79 [9].

 

 

 

Таблица 1.4 - Основные параметры подшипников тихоходного вала

Условное обозначение подшипника	Диаметр внутреннего кольца	Диаметр внешнего кольца	Ширина внешнего кольца	Ширина внутреннего кольца	Монтажная ширина подшипника	Динамическая грузоподъемность	Статическая грузоподъемность	Коэффициент влияния осевой нагрузки	Коэффициент осевой нагрузки
	d, мм	D, мм	с, мм	В, мм	Т, мм	C,кН	C0,кН	е	Y
7513	65	120	19	27	33	119	98	0,36	1,62

 

Схема расположения подшипников на валу червячного колеса приводится на рисунке 1.4, а силовая схема ведомого вала – на рисунке 1.5.

 

     Рисунок1.4 - Схема расположения подшипников на валу червячного колеса

 

 

Рисунок 1.5 - Силовая схема ведомого вала

Определяем  величину смещения точки приложения опорных реакций:

, мм;

27,6 мм.

Определяем радиальные реакции подшипников:

Составляем  уравнения равновесия:

  

Составляем уравнения  моментов:

  

где:    l₁ = L₁ – a, мм;

   l₂ = L₂ – a, мм;

   l₃ = L₃ + a, мм

  L₁ = L₂ = L_т/2 = 187,5/2 = 93,75 мм;

  L₃ = 114 мм.

l₁ = 93,75 – 27,6 = 66,15 мм;

  l₂ = 93,75 – 27,6 = 66,15 мм;

l₃ = 114 + 27,6 = 141,6 мм.

Из уравнений определяем величину радиальных составляющих опорных реакций:

F_k2 = F_M,

Где F_M – сила давления муфты.

Сила  давления муфты с упругим неметаллическим элементом:

, Н;

  

205,6 Н.

Вычисляем величину опорных реакций:

, Н;

    2324,5 Н.

, Н;

   2110,5 Н.

, Н;

    – 575,1 Н

, Н    2755,8 Н.

Выполняем проверку по уравнениям равновесия:  

–205,6 + 2110,5 – 4661,2 + 2755,8 = 0.

Составляем  уравнение для проверки вычисленных  значений.

, Н

  

2815,2 Н.

,Н

  

3139,7 Н.

Определяем  осевые составляющие опорных реакций [3]:

R_sC = 0,83 · e ·R_rC, Н;

      R_sC = 0,83 · 0,36 ·2815,2 = 841,2 Н      

R_sD = 0,83 · e · R_rD, Н;

      R_sD = 0,83 · 0,36 · 3139,7 = 938,1 Н.

  Определяем осевые реакции подшипников:

R_aC = R_sC = 841,2;

R_aD = R_sC + F_a, H;

    R_aD = 841,2 + 1177 = 2018,2 H.

Определяем  коэффициенты нагрузки для подшипников  типа 7513:

< е;

принимаем X_C = 1;  Y_C = 0 [9].

 > е;

принимаем Х_D= 0,4;    Y_D = 1,71 [9].

Определяем  эквивалентную нагрузку подшипников:

R_EC = (X_C · V · R_rC + Y_C · R_aC) · К_б · К_т, Н;

R_ED = (X_D · V · R_rD + Y_D · R_aD) · К_б · К_т, Н,

где:    Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V – коэффициент вращения [1], V = 1;

К_б – коэффициент безопасности [9], К_б = 1,5;

К_т – температурний коэффициент [9], К_т = 1,05.

R_EC = (1 · 1 · 2815,2 + 0 · 841,2) · 1,5 · 1 = 4,223 кН;

R_ED = (0,4 · 1 · 3139,7 + 1,71 · 2018,2) · 1,5 · 1 = 7,061 кН.

  Определяем расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность наиболее нагруженного подшипника в часах [1]:

;

,

где:    ω₂ – угловая скорость ведомого вала, с^-1;

С – динамическая грузоподъемность, кН;

R_E – эквивалентная динамическая нагрузка наиболее нагруженного подшипника, Н, [9];

m – показатель степени; для роликовых подшипников m = 3,33.

=96,3 кН;

5304351 ч.

Расчетные данные удовлетворяют условие работы привода.

 

 

 

 

6 Назначение посадки подшипников качения

В проектируемых редукторах внутреннее кольцо подшипника вращается относительно радиальной нагрузки, испытывая так называемой циркуляционной нагрузки. Внешнее кольцо недвижимое относительно радиальной нагрузки и подвергается местная нагрузка.

Соединение внутренних колец, вращающихся  относительно радиальной нагрузки, с  валом осуществляется с натягом. Это исключает проворачивание и  обкочуванням кольцом сопряженной степени вала.

Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки внешних колец  выбирают более свободными, такими, позволяющие периодически проворачиваться  в корпусе. Это изменяет положение  зоны его нагрузки. Кроме того, такая  посадка облегчает монтаж и регулировка  зазора подшипников.

Подшипник является стандартным комплектующим  изделием. Необходимые посадки в  соединенные подшипников качения  достигают назначением соответствующих  полей допусков на диаметры вала и  отверстия в корпусе.

Для проектируемых редукторов при циркуляционной нагрузке принимаем следующие поля допусков:

- Для вала: для шариковых подшипников  - k6, для роликовых - k6;

- Для отверстия в корпусе  - Н7.

 

Посадки основных деталей редуктора.

Посадки основных деталей редуктора приведены  в таблице 1.5.

Таблица 1.5 - Посадки основних деталей редуктора

Посадка	Применение	Условия сборки и разборки
H/n	Зубчатое колесо на вал	С натягом
H/n	Муфта на вал	Съемный
H/n	Шкив на вал	Съемный
H/e	Крышки торцевых узлов на подшипниках	Вручную
H/f	Манжеты уплотнительные	Вручную

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Выбор соединений

Для соединения ведущего вала со шкивом ременной передачи выбираем обычную призматическую шпонку в зависимости от диаметра быстроходного вала d_1Б=32 мм [9] (Шпонка 10х8х45 ГОСТ 23360-78).

Параметры шпонки: b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм, t₂=3,3, l_ш=45мм.

Проверяем шпонку на напряжение смятия [3]:

, мм,

где:    [σ_ст] – допускаемое напряжение ступицы на смятие МПа, [σ_ст] = 100 МПа;

=24,6 МПа<100МПа;

Условие выполняется.

Для соединения ведомого вала с муфтой выбираем обычную призматическую шпонку в зависимости от диаметра тихоходного  вала

d_1т= 62 мм [9] (Шпонка 16х10х70 ГОСТ 23360-78).

Параметры шпонки: b = 16 мм, h = 10 мм, t₁ = 6 мм, t₂=4,3, l_ш=70 мм.

Проверяем шпонку на напряжение смятия [3]:

=85,4 МПа<100МПа;

Условие выполняется.

Для соединения ведомого вала с ведомым  колесом выбираем обычную призматическую шпонку в зависимости от диаметра тихоходного вала

d_3т=75мм [9] (Шпонка 20х12х125 ГОСТ 23360-78).

Параметры шпонки: b = 20 мм, h = 12 мм, t₁ = 7,5 мм, t₂=4,9, l_ш=125 мм.

Проверяем шпонку на напряжение смятия [3]:

=32,46 МПа<100МПа;

Условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8 Проверочные расчеты валов

Проверочный расчет быстроходного вала:

 Определяем опорные реакции  вала, изгибающие моменты и строим  эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок 1.6 - Силовая схема ведущего вала

Определяем  опорные реакции вала, изгибающие моменты и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Составляем  уравнения равновесия:

  

Составляем  уравнения моментов:

где:    L₁ = L₂ = 180 мм;

          L₃ = 93,3 мм.

, Н;

   – 201 Н.

, Н;

  = – 3029,1 Н.

, Н;

    – 1495,7 Н.

, Н;

-86,15 Н.

  Выполняем проверку по уравнениям равновесия:     

86,15 – 1177 +3029,1 – 1938,3 = 0;

–1495,7 + 1696,7 – 201 = 0.

Определяем  величину изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

Вертикальная  плоскость:

M_XА = 0 Н·м;

M_XL = 0 Н·м;

 Н·м;

, Н·м; 

, Н·м;  

  = - 269,2 Н·м;

=493,5 Н·м;

=180,8 Н·м.

Горизонтальная  площадь:

M_YA=0 Н·м;

M_YB=0 Н·м;

 Н·м;

   = - 15,5 Н·м.

Определяем величину крутящих моментов:

M_K = M_Z= Н·м;

M_K = M_Z= =58,85 Н·м.

    Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящих моментов. Эпюра изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюра крутящих моментов приводится на рисунке 1.7

Рисунок 1.7 - Эпюра изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюра крутящих моментов

 Определяем суммарные  изгибающие моменты в наиболее  загруженных сечениях:

.

Сечение в точке О₁ под колесо:

, Н·м, 

где:    , Н·м;

         Н·м;

 

762,8 Н·м.

Сечение в точке В под подшипник:

, Н·м;

  

180,8 Н·м.

Проверочный расчет тихоходного вала:

 Определяем  опорные реакции вала, изгибающие  моменты и строим эпюры изгибающих  и крутящих моментов.

Рисунок 1.8 - Силовая схема ведомого вала

Составляем  уравнение равновесия:

  

Составляем  уравнение моментов:

  

где:    L₁ = L₂ = L_т/2 = 187,5/2 = 93,75 мм;

          L₃ = 114 мм.

Из  уравнений определяем величину радиальных составляющих опорных реакций:

F_k2 = F_M;

где F_M – сила давления муфты.

Сила  давления муфты с упругим неметаллическим  элементом.

, Н;  

205,6 Н.