- •Привод механизма подъёма крановой тележки
- •Содержание
- •1. Исходные данные
- •2. Кинематический расчет привода
- •2.1.Выбор электродвигателя
- •2.2. Расчет передаточного числа редуктора
- •2.3. Расчет энергокинематических параметров редуктора
- •2.4. Выбор соединительной упругой муфты
- •3. Расчет червячной передачи
- •3.1. Выбор материалов для червяка и червячного колеса
- •3.2. Расчет основной геометрии передачи
- •3.3. Уточнение степени точности изготовления передачи и коэффициентов
- •3.4. Проверка контактной прочности зубьев колеса
- •3.5. Расчет на изгибную прочность
- •3.6. Определение сил в зацеплении
- •4. Конструирование узла первого вала
- •4.1. Выбор подшипников для опор первого вала
- •4.2. Расчетная схема узла первого вала
- •4.3. Расчет подшипников на долговечность
- •4.4. Выбор шпонки
- •4.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •4.6. Проверочный расчет червяка на жесткость
- •5. Конструирование узла второго вала
- •5.1. Выбор подшипников для опор второго вала
- •5.2. Расчетная схема узла второго вала
- •5.3. Расчет подшипников на долговечность
- •5.4 Выбор шпонки
- •5.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •5.6. Конструирование червячного колеса
- •6. Конструирование корпуса
- •7. Выбор смазочных материалов и ситемы смазывания
- •8. Тепловой расчет
- •Литература
3.4. Проверка контактной прочности зубьев колеса
Поскольку поверхностная прочность зубьев колеса ниже, чем витков червяка, то проверять следует зубья по зависимости: σН≤σНР2[2, с. 37], где расчетное напряжение:
,(28)
где Т2– крутящий момент на червячном колесе, Н·мм;
σН– контактные напряжения, МПа;
d1иd2–делительные диаметры колеса и червяка, мм
Воспользовавшись формулой можно рассчитать поверхностную прочность зубьев:
187 МПа <[217 МПа]
Это неравенство показывает, что условие контактной прочности выполняется.
Запас прочности составляет:
(29)
; 13,8 ≤ 15%
Контактные напряжения не превышают допускаемые. Это доказывает правильность выбора материала для червячного колеса и межосевого расстояния.
3.5. Расчет на изгибную прочность
Червячное колесо - это косозубое цилиндрическое колесо, имеющее вогнутый зубчатый венец и наклон зубьев под углом, равным углу подъема витков червяка.
Благодаря вогнутой форме зубчатого венца червячного колеса, прочность ножки зуба по напряжениям изгиба, в среднем, на 20 – 40% выше, чем зуба цилиндрического косозубого колеса.
Для проверки зубьев червячного колеса предварительно надлежит уточнить расчетные коэффициенты нагрузки и вычислить эквивалентное число зубьев колеса:
(30)
Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса [4, с. 39]: YF= 1,48
Проверочный расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнять по зависимости:
, (31)
где Т2– в Н·мм;σF2, [σF]2– в МПа;bW,m– в мм;КF= 1,4;
Тогда напряжение изгиба будет равно:
Расчетное значение не должно превышать допускаемое, т.е.:
σF2 ≤ σFP2
11,6 МПа <[97,5 МПа]
Запас прочности составляет:
(32)
Запас изгибной прочности в 88% не требует корректировки, т.к. основной расчет ведется по контактным напряжениям.
3.6. Определение сил в зацеплении
Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов червячной передачи силу нормального давления на зуб колеса Fn2можно разложить на 3 составляющие:
Ft2– окружную силу
Fr2– радиальную силу
Fa2– осевую силу
|Ft2|=|- Fa1|
| Fr2|=|- Fr1|
| Fa2|=|- Ft1|
Окружная сила, действующая на виток червяка определяется по формуле:
(33)
Окружная сила, действующая на зуб колеса определяется по формуле:
(34)
Радиальная сила, действующая на зуб колеса определяется по формуле:
(35)
4. Конструирование узла первого вала
4.1. Выбор подшипников для опор первого вала
Тип подшипника принято выбирать в зависимости от вида нагрузок на опору вала. Следует выбрать конический однорядный роликоподшипник, т.к. на вал червяка действуют значительные осевые нагрузки.
Размеры подшипника выбираем по диаметру хвостовика:
dхв= 28 мм
Предварительно выбран подшипник лёгкой серии № 7509, имеющий следующие параметры [3, с.403]:
Угол контакта α = 160
Внутренний посадочный диаметр d= 45 мм,
Наружный посадочный диаметр D= 85 мм,
Ширина подшипника в сборе T= 24,75 мм,
Ширина внутреннего кольца B= 23,5 мм,
Ширина внешнего кольца с= 20 мм,
Фаска внутреннего кольца r= 2 мм,
Фаска внешнего кольца r1= 0,8 мм,
Динамическая грузоподъемность C= 60 кН,
Статическая грузоподъемность C0= 46 кН,
Коэффициент осевого нагружения e = 0,42,
Коэффициент осевой нагрузки при вращении Y= 1,44.