Пояснительная записка. 1. Схема привода и краткое описание 5 Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода 5

• Название: 1. Схема привода и краткое описание 5 Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода 5
• Анкор: Пояснительная записка
• Дата: 19.10.2021
• Размер: 0.69 Mb.
• Имя файла: Poyasnitelnaya_zapiska.doc
• Тип: Реферат; #251039
• страница: 2 из 3

5. Ориентировочный расчет валов редуктора

5.1 Проектный расчет быстроходного (ведущего) вала



Диаметр входного конца вала редуктора (под шкив ременной передачи)

,

принимаем диаметр вала d₁=30 мм

Длина входного конца под шкив ременной передачи

l₁= (1,2 … 1,5) d₁ = (1,2 … 1,5)∙30 = (36 … 45) мм,

принимаем l₁= 40 мм.

Размер фаски с=2мм

Диаметр вала под уплотнение

d₂= d₁+2t,

t – высота буртика, t = 2,5мм (табл. 7.1 [1])

d₂=30+2∙2,5 =35 мм, принимаем d₂= 35 мм

Длина участка вала под уплотнение и подшипник

l₂= 1,5 d₂ = 1,5∙35 = 52,5 мм

Диаметр вала d₃= d₂+3,2r,

r – координата фаски подшипника r= 2,5 мм (табл. 7.1 [1])

d₃= 35+3,2∙2,5 = 43 мм, принимаем d₃= 43 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d₄ = 35 мм

Длина участка вала l₃ определяется графически при эскизной компоновке

5.2 Проектный расчет тихоходного (ведомого) вала



Диаметр выходного конца вала редуктора



Принимаем d₁=40 мм,

Длина концевого участка под полумуфту

l₁= (1,0 … 1,5) d₁ = (1,0 … 1,5)∙40 = (40 … 60) мм,

принимаем l₁= 50 мм.

Размер фаски с=2,5 мм

Диаметр вала под уплотнение

d₂= d₁+2t,

t – высота буртика, t = 2,8мм (табл. 7.1 [1])

d₂=40+2∙2,8 = 45,6 мм, принимаем d₂= 45 мм

Длина участка вала под уплотнение и подшипник

l₂= 1,25 d₂ = 1,25∙45 = 56 мм

Диаметр вала под зубчатое колесо d₃= d₂+2r,

r – координата фаски подшипника r= 2 мм (табл. 7.1 [1])

d₃= 45+2∙2 = 49 мм, принимаем d₃= 50 мм.

6. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора



Диаметр ступицы

d_ст = 1,55d = 1,55∙50 = 77 мм, принимаем d_ст = 75 мм

Толщина обода

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,2∙2+0,05∙40 =6,4 мм, принимаем S = 7 мм

Толщина диска

С = 0,5(S+δ_ст) ≥ 0,25b₂

С = 0,5∙(7+12,5) = 9,75 > 0,25∙40 = 10 мм, принимаем С = 10 мм.

7. Конструктивное оформление корпуса и крышки

Толщину стенки корпуса δ и крышки редуктора принимаем одинаковой

мм, принимаем δ=δ₁=8 мм

Размеры болтов выбираем по табл. 10.17 [1]

крепления основания корпуса к фундаменту d₁ = M12

крепления крышки к корпусу у подшипниковых узлов d₂ = M8

крепления крышки к корпусу в других местах d₃ = M8

крепление крышки смотрового люка d₄ = M5

Крышки подшипников выполняем врезного типа, без болтового крепления.

Опорная поверхность фундаментного фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных платиков. Ширина опорной поверхности b₁=2,4 d₁+δ = 2,4∙12+8 = 48,4 мм, принимаем b₁=50мм.

Наружный диаметр подшипниковой бобышки тихоходного вала

D_T2=1,25D+10=1,25∙130+8=172,5мм, принимаем D_T2=175мм

Наружный диаметр подшипниковой бобышки быстроходного вала

D_б2=1,25D+10=1,25∙100+10=135 мм.

Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с диаметром

мм.

8. Подбор подшипников

8.1 Выбор подшипников быстроходного

вала

По определённому ранее диаметру вала принимаем шарикоподшипники шариковые однорядные легкой серии типоразмера 207 ГОСТ 8338-75:

d=35мм; D=72мм; B=17мм; C=25,5 кH; C₀ =13,7 кH, r = 2 мм.

4.2 Выбор подшипников тихоходного вала
Принимаем шарикоподшипники шариковые однорядные легкой серии типоразмера 209 ГОСТ 8338-75:

d=45мм; D=85мм; B=19 мм; C=33,2 кH; C₀ =18,6 кH, r = 2 мм.

9. Уточненный расчет ведомого вала редуктора



Сила, действующая на вал от муфты

F_м = 125 Н

В горизонтальной плоскости

ΣM_D= 0:    F_м∙67 + R_СX ∙80 – F_t∙40 = 0;



ΣM_С = 0:   F_М∙147 – R_DX ∙80 +F_t∙40 = 0;



Проверка: ΣF_X = 0:   R_CX+ R_DX– F_M– F_t2 = -491+4093-1714-1888 = 0.

Изгибающие моменты в характерных точках

Опора D

М_и= F_M∙67 = 1714∙67 = 115 Нм

Середина колеса

М_и= F_M∙107 – R_DX ∙40= 1714∙107 - 4093∙40 = 20 Нм

В вертикальной плоскости

ΣM_D = 0:    - R_CY∙80 - F_a2 ∙d₂/2 + F_r2∙40 = 0;



ΣM_C = 0:    -F_a2∙d₂/2 - F_r2 ∙40 +R_DY∙80 = 0;



Проверка: ΣF_Y = 0:   R_CY+ R_DY– F_r2 = -77+775-698 = 0.

Суммарные реакции опор





Изгибающие моменты в характерных точках

Опора D

М_и= 0

Середина колеса

М_и1= R_CY ∙40 = -77∙40 = -3 Нм

М_и2= R_DY ∙40 = 775∙40 = 31 Нм

Суммарные изгибающие моменты

Опора D

М_и = 115 Нм

Середина колеса

Нм

Эквивалентный момент

Опора D

М_экв.=

Середина шестерни

М_экв.=

По данным расчетов производим построение эпюр изгибающих и эквивалентных моментов.



Намечаем опасные сечения вала

а) сечение вала под зубчатым колесом;

б) опора D

Определяем источники концентрации напряжений в опасных сечениях

а) сечение вала под зубчатым колесом

- шпоночный паз

б) опора D – ступенчатый переход с галтелью с одной ступени вала на другую ступень

Определяем напряжения в опасных сечениях вала

а) сечение вала под зубчатым колесом

Моменты сопротивления сечения

осевой

мм³

полярный



мм³

Нормальные напряжения





Касательные напряжения





б) опора D

Моменты сопротивления сечения

осевой



мм³

полярный



мм³
Нормальные напряжения





Касательные напряжения





Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

а) сечение вала под зубчатым колесом



,

где: К_σ, К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

По табл. 11.2[1]: К_σ= 1,9; К_τ = 1,7

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

По табл. 11.3[1]: К_dσ = 0,785; К_dτ = 0,685

К_F – коэффициенты влияния шероховатости

По табл. 11.3[1]: К_F = 1

К_y–коэффициент влияния поверхностного упрочнения; для поверхностей, не имеющих упрочнений К_y= 1

Тогда





б) опора D

По табл. 11.2[1]: К_σ= 2,25; К_τ = 2,2

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

По табл. 11.3[1]: К_dσ = 0,80; К_dτ = 0,69

К_F – коэффициенты влияния шероховатости

По табл. 11.3[1]: К_F = 1

К_y–коэффициент влияния поверхностного упрочнения; для поверхностей, не имеющих упрочнений К_y= 1

Тогда





Пределы выносливости в расчетных сечениях вала

;

σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле нагружения

По табл.3.2 [1] для стали 45 находим σ_-1 = 380 МПа; τ_-1 = 220 МПа

а) сечение вала под зубчатым колесом

МПа

МПа

б) опора D

МПа

МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям и касательным напряжениям

;

а) сечение вала под зубчатым колесом

;

б) опора D

;

Общие коэффициенты запаса прочности



а) сечение вала под зубчатым колесом



б) опора D



Проверочный расчет на прочность дал удовлетворительный результат.

10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Проверку шпоночных соединений проводим по формулам:



Соединение быстроходный вал – звездочка цепной передачи

Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78

Т_кр= Т₁=52 Н∙м; d_в= d_вx=30мм; h=7мм; b=8мм h_раб=h-t=7-4=3мм;

l_раб= l-b=36-8=26 мм.

МПа.

МПа.

Соединение ведомый вал – ступица зубчатого колеса

Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360-78

Т_кр= Т₂= 198 Н∙м; d_в=50мм; h=9мм; b=14мм; h_раб=9-5,5=3,5мм;

l_раб= l-b=40-14=26мм

МПа.

МПа.

Соединение ведомый вал – муфта

Шпонка 12х8х56 ГОСТ 23360-78

Т_кр= Т_z2= 198 Н∙м; d_в=40мм; h=8мм; b=12мм h_раб=h-t=8-5=3мм;

l_раб= l-b=56-12=44 мм.

МПа.

МПа.

Все выбранные шпонки удовлетворяют условиям на смятие.