Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

Тихоходная ступень:

Шестерня:                     Колесо:

                                                  

                                                        

Шестерню изготовляем  за одно с валом.

Колесо изготовляем  без ступицы.

 

Толщина диска                              

Внутренний диаметр обода         

Диаметр  ступицы колеса             ;

Диаметр центровой окружности

Диаметр отверстий                         

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7.Определение  размеров элементов корпуса редуктора.

Толщина стенок:

,                принимаем  ;

,                принимаем  .

                                                                              принимаем .

Толщина фланцев:

• верхнего фланца корпуса                         

       ;

• нижнего фланца крышки корпуса           

       ;

• нижнего фланца корпуса без бобышки  

       .

Толщина ребер:

• основания корпуса                                    

       ,

      принимаем  ;

• крышки                                                      

      ,

      принимаем  .

 

Диаметры болтов:

• фундаментных ,

           принимаем  конструктивно болты с резьбой М20;

• крепящих крышку к корпусу у подшипника ,

принимаем конструктивно болты с резьбой М12;

• соединяющих крышку с корпусом , принимаем болты с резьбой М10.

 

8. Составление общей  схемы сил, действующих на валы.

 
9. Подбор шпонок.

 

Для передачи вращающих моментов применяем  шпонки призматические со скругленными торцами.

Конец ведущего вала.

Назначаем длину шпонки из стандартного ряда, так что бы она была несколько меньше длинны ступицы, в нашем случае принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 [1, стр. 169]. Материал шпонки – сталь чистотянутая с временным сопротивлением разрыву не менее 590 МПа.

Характеристики шпонки:

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки bxh	Глубина паза, мм		Фаска  S x 450
		Вала  t1	Втулки t2
Св. 30 до 38	10x8	5	3,3	0,25  - 0,40

 

Проверяем соединение на смятие:

где,

d=36 мм – диаметр вала в месте установки шпонки

l_р=30 мм- рабочая длинна шпонки

h=8 мм  -  высота шпонки

b=10 мм -ширина шпонки

t₁=5 мм  - глубина паза

M₁=21,323 Н м - момент на валу

 

Промежуточный вал.

Назначаем длину шпонки из стандартного ряда, так что бы она была несколько  меньше длинны ступицы, в нашем случае принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 [1, стр. 169]. Материал шпонки – сталь чистотянутая с временным сопротивлением разрыву не менее 590 МПа.

Характеристики  шпонки:

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки bxh	Глубина паза, мм		Фаска  S x 450
		Вала  t1	Втулки t2
Св. 38 до 44	12x8	5	3,3	0,25  - 0,40

 

Проверяем соединение на смятие:

 

где,

d=42 мм – диаметр вала в месте установки шпонки

l_р=38 мм- рабочая длинна шпонки

h=8 мм  -  высота шпонки

b=12 мм -ширина шпонки

t₁=5 мм  - глубина паза

M₂=271,569 Н м - момент на валу

 

 

 

Ведомый вал.

Назначаем длину шпонки из стандартного ряда, так что бы она была несколько  меньше длинны ступицы, в нашем случае принимаем две призматических шпонки по ГОСТ 23360-78 [1, стр.. 169]. Материал шпонки – сталь чистотянутая с временным сопротивлением разрыву не менее 590 МПа.

Характеристики  шпонки:

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки bxh	Глубина паза, мм		Фаска  S x 450
		Вала  t1	Втулки t2
Св. 65 до 75	20x12	7,5	4,9	0,40  - 0,60

 

Проверяем соединение на смятие:

где,

d=66 мм – диаметр вала в месте установки шпонки

l_р=40 мм - рабочая длинна шпонки

h=12 мм  -  высота шпонки

b=20 мм - ширина шпонки

t₁=7,5 мм  - глубина паза

M₃=1357 Н м - момент на валу  
10. Проверка выбранных подшипников по динамической грузоподъемности.

Реакции опор:

• в плоскости xz

;

• в плоскости yz      ,

    ;

• проверка

.

Суммарные реакции:

;

       

Ведущий вал  установлен в роликовых конических однорядных подшипниках №7309 средней серии [7, стр..401]:

, , , , ,

           , .

                                      

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

 

Осевые нагрузки подшипников тогда  ;

 

Рассмотрим  левый подшипник

Отношение осевую нагрузку не учитываем

 

Эквивалентная нагрузка

,

 

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

 

Рассмотрим  правый подшипник

Отношение

Поэтому эквивалентную  нагрузку определяем с учетом осевой

  так как вращается внутреннее  кольцо,

 так как работа привода  спокойная без толчков таб. 7.2 [1,с 118],

 так как рабочая температура  до 100 градусов таб. 7.1 [1,с 118];

Расчетная долговечность [млн.об.]:

Расчетная долговечность [ч.]: ,

что соответствует одной замене за срок допускаемой минимальной долговечности ( ).

Реакции опор:

• в плоскости xz

• в плоскости yz

Проверка;

Суммарные реакции

;

 

Промежуточный вал установлен в роликовых конических подшипниках №7207 легкой серии [7, стр..402]:

, , , , ,

  , .

                                      

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

 

Осевые нагрузки подшипников тогда ;

 

Рассмотрим  правый подшипник

Отношение осевую нагрузку не учитываем

Эквивалентная нагрузка

       ,

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

 

Рассмотрим  левый подшипник

Отношение

Поэтому эквивалентную  нагрузку определяем с учетом осевой

 

Расчетная долговечность [млн.об.]:

Расчетная долговечность [ч.]: ,

что соответствует одной замене за срок допускаемой минимальной долговечности (23130ч.).

Реакции опор:

в плоскости yz

 

,

в плоскости xz

 

проверка

;

.

 

Суммарные реакции:

,

 

Вал установлен в шариковых радиальных двухрядных подшипниках:

правый  конец в подшипниках  № 1212 легкой серии

[7, стр.393]:

, , , , , .

левый конец в подшипниках  № 1214 средней серии

[7, стр.393]:

, , , , ,

 

Рассмотрим  левый подшипник

Эквивалентная нагрузка

,

 

Рассмотрим  правый подшипник

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность левого подшипника, [млн.об.]:

Расчетная долговечность [ч.]: ,

что соответствует допускаемой минимальной долговечности (23130).

Расчетная долговечность  правого подшипника, [млн.об.]:

Расчетная долговечность [ч.]: ,

что соответствует допускаемой минимальной долговечности (23130).

 

 

11. Тепловой расчет редуктора.

 

 Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности    Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе.

где - требуемая для работы мощность на червяке.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая  циркуляция воздуха, и принимаем  коэффициент теплоотдачи  .

Тогда

Допускаемый предел температур при нижнем червяке [Δt]=60⁰.

Для уменьшения Δt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность, сделав корпус ребристым.

 

12. Расчет на выносливость выходного вала.

 

Материал  вала – сталь 45 нормализованная s_в=590 Н/мм²

                                                                               s_-1=254 Н/мм² 

              t_-1=147 Н/мм²

 

Примем: нормальное напряжение от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные  от кручения – по отнулевому.

 

Найдем  коэффициент запаса прочности для  предположительно опасных сечений  вала.

Сечение А-А

В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент; концентрация напряжений обусловлена  наличием шпоночной канавки.

 

Изгибающие  моменты:

            Относительно оси Y

            Относительно оси X

Результирующий  изгибающий момент

Моменты сопротивления в сечении нетто:

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 

По таблице 6.6 [1, c99] коэффициент k_s=1,59,     k_t=1,49

По  таблице 6.8 [1, c99]   e_s=0,705=e_t ,   y_s=0,15 ,   y_t=0,1

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

Результирующий  коэффициент запаса прочности

 

Сечение К-К

Концентрация  напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

   и     ,   y_s=0,15 ,   y_t=0,1

Момент  изгибающий

 

Осевой  момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

 

Полярный  момент сопротивления

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений:

 

По  таблице 6.6 [1, c99] коэффициент k_s=1,59,     k_t=1,49

По  таблице 6.8 [1, c99]   e_s=0,705=e_t ,   y_s=0,15 ,   y_t=0,1

 

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

Результирующий  коэффициент запаса прочности

 

Сечение Р-Р

Концентрация  напряжения обусловлена переходом от диаметра 66 к диаметру 64

при   и

Коэффициенты  концентрации напряжений k_s=1,58,     k_t=1,17

Масштабные  факторы e_s=0,71=e_t

Внутренние  силовые факторы те же, что и  для сечения К-К

Осевой  момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Полярный  момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений:

Коэффициент запаса прочности

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

Результирующий  коэффициент запаса прочности

 

13. Выбор муфты.

 

Для соединения выходного конца двигателя  и быстроходного вала редуктора  выбираем муфту с упругой звездочкой, предназначенную для соединения соосных валов для передачи крутящего момента.

 

                            

где,

k₁ =1…1,8 - коэффициент безопасности [2, стр325]

принимаем k₁ =1,8

k₂ =1,25…1,5 – коэффициент условий работы муфты [2, стр325]

принимаем k₂ =1,25

Так как условие соблюдается  тогда, по  таб. 11.6 [7, стр279] выбираем муфту упругую со звездочкой (по ГОСТ 14084-76).

В виду того что, диаметр вала  d_в=32 мм и величина расчетного момента принимаем муфту со следующими характеристиками:   

 

                

Характеристики  муфты упругой со звездочкой
Т,  Н м	d, мм	D, мм	L	l	nmax, об/мин	смещение
			Исполнение 2			радиальное	угловое
125	25-36	105	148	85	3000	0,2	1030/