Файл: курсовой проект Расчет привода к механическому гаражному подъёмнику.docx

5.6.2.3 Выбираем крышку торцовую [4]

H = 23 мм; h = 8 мм; h₁ = 15 мм; B = 20 мм; b = 5 мм; S = 7 мм; B₁ = 17 мм;

b₁ = 13,6 мм; l = 3 мм.

Отверстия под винты(болты):

d = 11 мм; d₁ = 18 мм; d₂ = 24 мм; n = 6.

D = 130 мм; D₁ = 150 мм; D₂ = 175 мм; D₃ = 115 мм; D₄ = 125 мм;

D₅ = 76,5 мм; D₆ = 100 мм; D₇ = 56 мм; D₈ = 80 мм; D₉ = 90 мм.

5.6.2.4 Выбираем манжету резиновую под уплотнение[3]

d = 75 мм; тип 1; D = 100 мм; B = 10 мм.

6. Подбор подшипников качения

6.2 Подбор подшипников качения для ведомого вала [6]

6.2.1 Определяем расстояние от торца подшипника до точки приложения опорной реакции смежного подшипника для ведомого вала

где T – монтажная высота конического роликоподшипника, мм;

d – диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм;

D – диаметр отверстия наружного кольца подшипника, мм;

e – коэффициент осевого нагружения ;

мм.

6.2.2 Определяется радиальная сила от муфты, действующая на консольный участок вала

Н.

Принимается действие этой силы в гори­зонтальной плоскости (как и силы F_t ), направленное на увеличение деформации вала от силы F_t .

6.2.3 Определяем опорные реакции ZOX

Σm_D =0; откуда

H.

Σm_B=0;

H.

Проверка: ΣF_Z = 0; R_Bz + F_r2 – R_Dz = 0.

894 + 3002 – 3896= 0. 0 = 0.

6.2.4 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При Н·м.

При Н·м.

Участок

При Н·м.

При Н·м.

6.2.5 Определяем опорные реакции YOX

Н.

Рисунок 6.2 – Схема нагружения ведомого вала

6.2.6 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При Н·м.

При Н·м.

6.2.7 Определяем опорные реакции от силы F_М

Σm_D =0;

откуда

Н.

Σm_B=0;

Н.

Проверка: ΣF_Y = 0; – F_М + R_BМ – R_DМ = 0.

– 1759 + 4704 – 2946 = 0. 0 = 0.

6.2.8 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:

Участок

При . При Н·м.

При . При Н·м.

6.2.9 Определяем продольные силы и строим их эпюру:

Н.

6.2.10 Определяем крутящий момент и строим его эпюру:

Н·м.

6.2.11 Определяем общие опорные реакции

Н.

Н.

6.3 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

6.3.1 Для ведомого вала

6.3.1.1 Определяем требуемую долговечность подшипников,10⁶ оборотов [6], для ведомого вала:

где часов - требуемая долговечность подшипника;

n₂ – частота вращения колеса, мин^-1;

млн. оборотов.

6.3.1.2 Определяем приведённую нагрузку [6]

при

где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V =1;

X и Y – коэффициенты приведения осевой и радиальной нагрузок;

К_σ – коэффициент безопасности. При умеренной нагрузке на подшипник и для зубчатых передач К_σ = 1,3;

К_T – коэффициент, учитывающий влияние температуры. При рабочей температуре подшипника 100 °С принимаем К_T = 1,0.

Рисунок 6.4 – Схема действия нагрузок на подшипники ведомого вала,

установленных враспор

Определяем осевые составляющие, действующие на подшипник:

Н,

где Н.

Н,

где Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники [6]

Н,

Н, так как

и ,

Н.

.

Выбираем и Y = 0 [6]

Выбираем и Y = 1,4 [6]

6.3.1.2 Определяем приведённую нагрузку [6]

Н,

Н.

Далее расчет ведем по более нагруженной опоре.

6.3.2.3 Определяем эквивалентную нагрузку [6]

F_экв(2) = F_пр(D) = 13765 Н.

6.3.2.4 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника[6]

Н,

С_тр < С_кат = 130000 Н.

Определяем долговечность подшипника [6]

часов > 5256 часов.

Долговечность подшипника обеспечена.

7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Рисунок 7.1 – Шпоночное соединение.

1- ступица; 2- вал; 3-шпонка.

Для всех соединений назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Эти шпонки проверяются на смятие боковой поверхности по формуле [6].

где [σ_см] - допускаемое напряжение:

[σ_см] = 80...160 МПа;

Т – передаваемый момент, Н·мм;

d – диаметр вала, м;

l_p – рабочая длина шпонки, мм:

l_p = (l – b)

b – ширина шпонки, мм;

7.1 Проверка шпонки ведомого вала под зубчатое колесо

Передаваемый момент Т = 1237 Н·м; диаметр вала d = 85 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала t₁ = 9 мм, t₂ = 5,4 мм.

При стальной ступице и спокойной нагрузке = 90 МПа.

мм; l = l_P + b = 65 + 22 = 87 мм. Принимаем l = 90 мм.

Напряжение на смятие

МПа.

Условие на смятие выполняется.

7.2 Проверка шпонки ведомого вала под ступицу полумуфты

Передаваемый момент Т = 1237 Н·м; диаметр вала d = 65 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала t₁ = 7,0 мм, t₂ = 4,4 мм.

мм; l = l_P + b =106 + 18 =124 мм. Принимаем l =125 мм.

МПа.

Условие на смятие выполняется.

7.3 Проверка шпонки ведущего вала под ступицу шкива

Передаваемый момент Т = 71 Н·м; диаметр вала d = 38 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3 мм.

При чугунной ступице и спокойной нагрузке = 80 МПа.

мм; l = l_P + b = 16 + 10 = 26 мм. Принимаем l = 28 мм.

МПа.

Условие на смятие выполняется.

8. Выбор смазки

Смазка редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса и маслянную ванну. Масло в редуктор заливается через люк, который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния при эксплуатации. В коническом редукторе рекомендуется погружать зубья колеса на половину длины зуба. Слив масла производится через отверстие, расположенное в нижней части корпуса.

Объем масляной ванны редуктора определяется из расчёта 0,5-0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности

V = 0,5·Р = 0,8·3,886 = 3,109 л.

Высота масла в редукторе:

дм = 5,3 см.

где А – площадь основания корпуса.