Реферат: Проектирование привода общего назначения
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:
b 1 = b = 1,5·d = 1,5·7 = 10 мм;
– толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
p 1 = 1,5·d = 1,5·7 = 10 мм;
p 2 = (2,25…2,75)d = (2,25…2,75)·7 = 18 мм;
– диаметры фундаментных болтов
dб 1 = (0,03…0,036)a +12= (0,03…0,036)·125+12=16 мм;
– диаметры крепёжных болтов
dб 2 =12 мм; dб 3 =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 подшипников
Так 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.
