Машиностроение \ Детали машин

Расчет привода с учетом критериев работоспособности и расчета зубчатых передач, страница 4

nϬ,nτ- запас прочности по нормальным и касательным напряжения;

[n]-рекомендуемый коэф-т, запаса прочности;  [n]= 1,5…3,0

nϬ=;

nτ=;

Ϭа= ;

1.  Определяем моменты:

Wx-момент сопротивления  при изгибе , мм3

Wx=-;

где d-диаметр вала под колесом ,мм

       b- ширина шпонки , мм

       t1-глубина шпоночного паза, мм

Wx=5316 мм3

1.  Амплитудное значение нормальных напряжений:

Ϭа=10,4 МПа

Ϭ-1=250МПа

Ϭm=0

ψϬ=0;    β=1; КϬ=1,75 ; ƐϬ=0,85

nϬ=11,7

3. Амплитудное и среднее значение касательных напряжений

τa=τm=;

где - полярный момент  сопротивления , мм3

 =1164 мм3

τa=τm=12 МПа

ψτ=0 ; β=1; Кτ=1,50 ; Ɛτ=0,78

nτ=6,5

n=5,7 >[n]

Условие прочности выполнено.  Кр

Выбор муфты

Муфта – устройство, служащее для соединения двух валов и передачи крутящего момента от одного вала другому. В данном случае момент передается от вала электродвигателя входному валу редуктора.

Выбираем муфту по расчетному крутящему моменту:

,

   где Кр – коэффициент режима работы , Кр=1,50.

    Выбираем муфту упругую втулочно- пальцевую (ГОСТ 21425-93)

       Т=401.78 Нм

      D1 =120 мм

      Длина пальца  lп=42мм ;диаметр пальца dп=18мм; число пальцев z=6;

       Габаритные размеры: Lцикл=280 мм; Lцикл=270 мм;  D=320 мм; 

Расчет шпоночных соединений .

Выбираем призматические шпонки  из углеродной стали и проверяем соединения  на сжатие

Ϭсж=≤[Ϭсж],

где Ϭсж-напряжение сжатия, МПа

      Т- крутящий момент на валу , Нм

      d-диаметр вала в месте установки шпонки, мм

      lp-рабочая длина шпонки ,мм

      h-высота шпонки,мм

      t1-глубина шпоночного паза,мм

[Ϭсж]=100…150МПа –допускаемое напряжение сжатия.

Входной вал :

Шпоночное соединение шкива с валом :

d=20мм; h=6мм; t1=3,5мм; lp=22мм.

Ϭсж==132 МПа <[Ϭсж]

Выходной вал:

Шпоночное соединение зубчатого колеса с валом :

d=40мм; h=8мм; t1=5мм; lp=45мм.

Ϭсж==104МПа<[Ϭсж]

Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности

Ср=Рэ≤C, H,

где Ср- расчетная динамическая грузоподъемность , Н

        С- паспортная динамическая грузоподъемность, Н

       Рэ- эквивалентная  динамическая  нагрузка,Н

      р- показатель степени , р=3,0-для шарикоподшипников.

      n-частота вращения вала ,об/мин

      -требуемая долговечность ,ч

 =Т*365*24*Кгод *Ксут,

Где Кгод- коэф-т годового использования

       Ксут-коэф-т суточного использования

 =6*365*24*0,7*0,9=33113ч

Рэ=х*V*R*Кб*Кт,

где х-  коэф-т радиальной нагрузки на подшипник , х=1,0

       V-коэф-т учитывающий вращение колец подшипника, при вращении внутреннего кольца V=1,0

      R-радиальная нагрузка на подшипник ,Н

     Кб- коэф-т безопасности, Кб=1,0

  t≤100  KT=1,0

Входной вал

Подшипник 305 : d=

C=22,5kH; C0=11,4kH/

RA===1250H

RB===1172H

Рэ=1*1*1250*1*1=1250H

Cp=1250=11388H<C=22500H

Выбираем подшипник легкой версии (205)

Выходной вал

Подшипник 307 =

RA= RB====1070Н

Рэ=1070=6142Н<С=33200Н

Выбираем легкую версию (207)

№вала

Обозн-я подшип-ка

d,мм

D,мм

В,мм

С,кН

С0,кН

II

205

25

52

15

14

6,95

III

207

35

72

17

25,5

13,6

Вывод: окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядовые легкой серии.

Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса :

δ=0,025*аω+(1…5)=0,025*180+(1…5)=5,5…9,5 мм

принимаем δ = 8мм

Толщина  стенки крышки

δ 1=0,02*аω+(1…5)=0,02*180+(1…5)=4,6…8,6мм

принимаем δ 1=8мм

Толщина верхнего пояса корпуса:

S=1,5 δ=1,5*8=12мм

Толщина пояса крышки

S1=1,5 δ 1=1,5*8=12мм

Толщина нижнего пояса корпуса

t=(2,0…2,5) δ =16…20мм ; принимаем t=18мм

Толщина ребер жесткости корпуса

Скачать файл