Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

По таблице 7.5.2 (стр. 85, [3]) с учётом  отношений: 

Осевые  составляющие  от  радиальных  нагрузок:

R_s1 = e∙R_a = 0,38∙637,45 = 242,23 H;

R_s2 = e∙R_b = 0,38∙1196,015 = 454,486 H.

Определяем  осевые нагрузки подшипников:

F_a1= R_s1 = 242,23 H;

F_a2= F_a1+F_a = 242,23 +214,86 =457,09 H.

Сравним отношение расчётной осевой нагрузки к радиальной: 

X = 1, Y = 0 (табл. 7.5.2 стр. 85, [3]). 

X = 0,44; Y = 1,47  (табл. 7.5.2 стр. 85, [3]).

Эквивалентная динамическая нагрузка для первого  и второго  подшипников:

R_e1=V∙R_A∙ К_д ∙К_t=1∙637,45 ∙1,2∙1=674,94 Н;

R_e2=(X∙V∙R_B+Y∙F_a2)∙ К_д∙ К_t=(0,44∙1∙11962,015+1,47∙) ∙1,2∙1=1452,15 Н,

где:

К_д = 1,2—коэффициент безопасности (табл. 7.5.3 стр. 85, [3]);

К_t = 1—температурный  коэффициент (табл. 7.5.4 стр. 85, [3]) при t ≤ 150°C.

Определяем  динамическую грузоподъемность по большей  эквивалентной нагрузке: 

Определяем  долговечность более нагруженного подшипника: 
 
 
 
 
 
 

Тихоходный вал установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках. Подшипник 36208К ГОСТ 831-75 (табл.7.10.3, стр.106, [3]):

d=30 мм; D=80 мм; B=18 мм; C=27 кН; С₀=20,4 кН.

Вал вращается  с частотой n =170,1 мин^-1. Вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V = 1).

F_a = 206,46 H—осевая сила в зацеплении;

R_a = 1475,2 H—радиальная нагрузка на левый подшипник;

R_b = 1737,24 Н—радиальная нагрузка на правый подшипник.

Схема нагружения подшипника:

По таблице 7.5.2 (стр. 85, [3]) с учётом  отношений: 

Осевые  составляющие  от  радиальных  нагрузок:

R_s1 = e∙R_a = 0,38∙1475,2= 560,57 H;

R_s2 = e∙R_b = 0,38∙1737,24 = 660,15 H.

Определяем  осевые нагрузки подшипников:

F_a1= R_s1 = 560,57 H;

F_a2= F_a1+F_a = 560,57 += 767,03 H.

Сравним отношение расчётной осевой нагрузки к радиальной: 

X = 1, Y = 0 (табл. 7.5.2 стр. 85, [4]). 

X = 0,44; Y = 1,47  (табл. 7.5.2 стр. 85, [3]).

Эквивалентная динамическая нагрузка для первого  и второго  подшипников:

R_e1=V∙R_A∙ К_д ∙К_t=1∙∙1,2∙1=1770,24 Н;

R_e2=(X∙V∙R_B+Y∙F_a2)∙ К_д∙ К_t=(0,44∙1∙+1,47∙) ∙1,2∙1=2270,3 Н,

где:

К_д = 1,2—коэффициент безопасности (табл. 7.5.3 стр. 85, [3]);

К_t = 1—температурный  коэффициент (табл. 7.5.4 стр. 85, [3]) при t ≤ 150°C.

Определяем  динамическую грузоподъемность по большей  эквивалентной нагрузке: 

Определяем  долговечность более нагруженного подшипника: 
 
 
 
 
 
 

11. Подбор и проверочный  расчет шпоночных и шлицевых соединений 

Для всех шпоночных соединений принимаем  призматические шпонки  со  скруглёнными  концами. Материал  шпонки—сталь  45.

Расчёт  производим из условия  прочности  на смятие боковых граней шпонки,  выступающих  из  вала: 

Т—крутящий  момент  на  валу, Н м;

d—диаметр  вала,  мм;

lр = l - b—рабочая  длина  шпонки, мм;

l—полная длина шпонки, мм;

b—ширина  шпонки, мм;

h—высота  шпонки, мм;

t₁—глубокая паза вала;

[σ_см] = 200…400 МПа—допускаемое напряжение при  смятии.

Расчёт  шпонки под муфту на валу:

Т = 140,917 Н∙м; d = 36 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм.

Необходимая рабочая  длина  шпонки:

  13 мм

Длина  шпонки  l = lр+b = 13+10 = 23 мм.

Из  ряда стандартных длин (табл. 9.1.3, стр.122[3]) принимаем l = 25 мм.

lр = 25-10 = 15 мм.

Расчёт  шпонки под зубчатым колесом выходного  вала редуктора:

Т = Н∙м; d = 45 мм; b = 14 мм; h = 9 мм; t₁ = 5,5 мм.

Необходимая рабочая  длина  шпонки:

   Требуемая  длина  шпонки:

l = lр+b = 9+14 = 23 мм.

Из  ряда стандартных длин (табл. 9.1.3, стр.122[3])   принимаем l = 25 мм.

lр = 25-14 = 11 мм.

Расчёт  шпонки  под  шкив:

Т = 29,348 Н∙м; d = 25 мм; b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм.

Необходимая рабочая  длина  шпонки: 

    Принимаем = 10 мм

Требуемая  длина  шпонки  l = lр+b = 10+8 = 18 мм.

Из  ряда стандартных длин (табл. 9.1.3, стр.122[3])  принимаем l = 18 мм

lр = 18 - 8 = 10 мм. 
 
 
 
 
 
 
 

12. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности назначение допусков формы и расположения поверхностей

 

       Изготовленные изделия всегда имеют некоторые  отклонения от своих номинальных  размеров. Для того чтобы оно отвечало своему целевому назначению, его размеры  должны выдерживаться между двумя  допустимыми предельными значениями, разность которых образует допуск, а зона между наибольшими и  наименьшими размерами – поле допуска.

       К различным соединениям предъявляют  неодинаковые требования в отношении  точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, …, 17, расположенных  в порядке убывания точности. Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.

       С целью повышения контактной жесткости, оказывающей значительное влияние  на качество посадок и сохранение их характера в процессе эксплуатации, на рабочих чертежах указывают шероховатости  по ГОСТ 2789 - 73.

  Посадки

       Посадки назначаем в соответствии с  ГОСТ 25347 - 82, а также рекомендациями, указанными в табл. 8.11, [2].

• посадка зубчатого колеса на вал ,
• посадка цепной муфты на вал    ,
• посадка шкива плоскоременной передачи на вал ,
• отклонение вала в месте установки подшипников ,
• отклонение отверстия в корпусе в месте установки подшипников .
• посадки шпонок _,
• посадки крышек
• посадка отклонение вала в месте установки манжеты

 

  Шероховатости

       Для деталей проектируемого привода  рекомендуется  по ГОСТ 2789-73 (с изменениями, протокол №21 от 28.05.2002) шероховатости (мкм), а так же

использованы рекомендации (п.3 [5]): 

       Ra 0,32– посадочные поверхности валов из стали под подшипники качения;

       Ra 2,5 – торцы заплечников валов для базирования зубчатого колеса;

       Ra 5 – радиусы галтелей на валах;

       Ra 3,2 – поверхности шпоночных пазов;

       Ra 2,5 – рабочие поверхности зубьев колеса;

        Ra 1 – рабочая поверхность шкива поликлиновой передачи, где

      Ra – среднее арифметическое отклонение профиля;

      Rz – высота неровностей профиля по 10 точкам;

       Параметр  Ra  является основным для деталей в машиностроении. 

 Допуски

       Допуски и посадки основных деталей редуктора  принимаем по ЕСДП(единая система допусков и посадок) ГОСТ 25346-82 и 25347-82, также используем рекомендации по табл.6.41-6.43 [5] мкм:

• радиального биения вала в месте установки ступицы колеса 30; манжет 50; рабочая поверхность зубчатого колеса 42, боковая поверхность рабочего колеса 24; рабочая поверхность шкива 15, боковая – 60.
• круглости ступеней вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8,

• допуск  профиля продольного сечения  вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы  колеса 8,
• допуск перпендикулярности для крышки принимаем 25, для боковой поверхности ступицы 30,
• допуск параллельности и симметричности для шпонок принимаем соответственно 22 и 86,
• допуск цилиндричности для ступицы принимаем равным 8.

 
 
 
 
 

13. Расчет валов на  выносливость 

Быстроходный  вал

Выбираем  потенциально слабое сечение вала. Выбранное сечение имеет параметры:

d=30 мм;

М_и=42,9 Н·м;

Т=29,348 Н;

где d –диаметр вала мм; М_и – изгибающий момент, Н·м; Т – крутящий момент, Н·м.

Материал  быстроходного вала Сталь 45 ГОСТ 1050-88, 260-285 HB.

Выбираем  тип концентратора напряжений и  для него выбираются значения коэффициентов  концентрации напряжения по изгибу и  по кручению (табл. 6.7.3 с.76 [3]). В нашем  случае концентратор напряжений - выточка:

где - коэффициент концентрации напряжения по изгибу; k_σ=1,90;

  – коэффициент  концентрации напряжений  по кручению; k_τ=1,40.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям: 

где - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения, МПа; σ_-1=280МПа (табл.16.2.1 с. 268 [3]);

- амплитуда цикла  изменения напряжений  изгиба, МПа; 

      где М_и – изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н·м;

М_и=42,9 Н·м;

W – момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала (табл. 6.7.3, с. 76 [3]), мм³; 

d –диаметр вала, мм; d=30мм. 
 

- коэффициент снижения  предела выносливости  детали в рассматриваемом  сечении при изгибе: