Расчет редуктора. Проектный расчет валов и выбор подшипников

Определим потребную мощность привода (мощность на выходе) следующим образом:

, где  мин^-1

 Вт

После вычисления мощности Р_им. определим потребную (затрачиваемую) мощность электродвигателя:

  , где h_о – общий КПД привода.

h_общ = h_рп × h_п² × h _зп × h_м   , где

h_рп = 0,96      –  КПД  ременной передачи,

h_м = 0,98    –  КПД  быстроходногой ступени зубчатой передачи,

h_зп = 0,8   –  КПД  тихоходной ступени зубчатой передачи,

h_п = 0,99  –  КПД  пары подшипников качения,

h_общ = h_рп × h_п² × h _зп × h_м   =  

h_о = 0,737

Таким образом потребная мощность Р_эд двигателя равна:

Вт

Р _эд = 4840 Вт

По табл. 24.8 [ДЛ] подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)  и частотой вращения ротора n (об/мин) , ближайшим к полученным ранее Р_им  и n_c. Примем во внимание тот факт, что при подборе Р (кВт) допускается перегрузка двигателя до 5 % при постоянной и до 10 % при переменной нагрузке [ДЛ].

По заданным значениям Р _им = 3567 Вт и n_c = 1 500 об/мин из (Чернавский Детали машин)  выбираем  соответствующий электродвигатель:

Параметры выбранного электродвигателя:

2. Кинематический, энергетический и силовой расчет.

2.1 Определение передаточного отношения зубчатой передачи.

где u_рп = (1,6…3)

2.2 Определение частоты вращения на каждом валу.

2.3 Определение мощности на каждом валу.

 Вт.

Вт.

2.4 Силовой расчет привода.

 с^-1

 с^-1

 с^-1

Вт.

3. Проектный расчет валов и выбор подшипников.

Входной вал Т₁:

где =10…15 МПа

 =10 МПа

d_упл =  d_min+(3…5) =  34+ 3 = 37 мм.

d_{под подш .}= d_п  = d_упл + (3…5) = 37 + 3 = 40 мм.

d_{под шестер .}= d_п  + (3…5) = 40 + 5 = 45 мм.

Из ( Чернавский Детали машин) выбираем подшипник ТИП 46000

Средняя серия ТИП 46308

D = 90 мм.

В = 23 мм.

d_ш = 15,1 мм.

r = 2.5 мм.

 Н

 Н

Выходной вал Т₂:

где =10….15 МПа

 =10 МПа

d_упл =  d_min+(3…5) = 47 + 3 = 50 мм.

d_{под подш .}= d_п  = d_упл + (3…5) = 50 + 5 = 55 мм.

d_{под колесо.}= d_п  + (3…5) = 55 + 5 = 60 мм.

Из (Чернавский Детали машин)  выбираем подшипник ТИП 46000

Легкая серия ТИП 46211

D = 100 мм.

В = 21 мм.

d_ш = 14,3 мм.

r = 2,5 мм.

 Н

 Н

Межосевое расстояние:

4.Выбор крышки для входного и выходного вала.

Закладные сквозные крышки.

Крышки закладные глухие с разъёмным корпусом.

6. Шпоночные соединения

Под действием вращающего момента в теле шпонки возникают напряжения среза и напряжения смятия на боковых гранях шпонки. Принятая схема распределения нагрузки является условной. В связи с неизбежным перекосом шпонок, давление распределяется по высоте рабочей части грани резко неравномерно, в результате чего изгибающий момент, стремящийся вывернуть шпонку из паза вала, невелик. Кроме того, на рабочих гранях шпонки возникают силы трения, препятствующие выворачиванию шпонки из паза вала.        Поэтому в шпонках стандартного сечения напряжения изгиба малы; не является обязательной и проверка прочности шпонки на срез. Последняя учтена при стандартизации размера шпонок.

Шпонка на быстроходном валу:                             Шпонка на тихоходном валу:

l_ш=b₂ - (3..10)=57-7=50мм

l_p=l_ш – b=50-16=34мм

Проверка на прочность шпоночных соединений.

Шпонка удовлетворяет условиям прочности на смятие и на срез.

7. Схема сил, действующих в передачах привода.

Составление схемы сил необходимо для расчета реакций в опорах валов, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов, расчета валов на выносливость и расчета подшипников качения. Силовая схема 1ого промежуточного вала

Определение расстояния точки давления на валу.

d – внутренний диаметр подшипника.

D – диаметр внешнего кольца.

В – ширина подшипника.

Н

Н

l₁ =33 мм.     l₂ = 33 мм.     l₃ = 81 мм.

Н

 Н

Для того, чтобы найти реакции в опорах составим уравнения моментов:

В вертикальной плоскости YOZ:

тогда:            

тогда:            

Проверка:

-1805,9 – 694,4 + 4254,7 – 1754,4 = 0

В горизонтальной  плоскости XOZ:

тогда:            

тогда:            

Проверка:

-163,5 + 404,5 -531 = 0

Эпюры в горизонтальной плоскости:            Эпюры в вертикальной плоскости                                                                      

Н

                             8. Проверочный расчет валов.

Выбираем в зависимости от диаметра вала под колесо шпонку призматическую из (Чернавский Детали машин) ГОСТ 23360 - 78

В = 16 мм.    h = 10 мм.   d = 60 м.

Выполним уточнённый расчет промежуточного вала. Задачей данного раздела является определение фактического коэффициента запаса в опасных сечениях вала и выбрать материал вала или его размеры.

Критерием при расчётах является усталостная прочность с учётом изгиба и кручения.

Условие прочности можно записать:

1)   

, где S – фактический коэффициент запаса; [S]= 2,5 – допускаемый коэффициент запаса.

Так как вал подвергается изгибу и кручению фактический коэффициент запаса определяется по формуле:

2)

где S_s - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; S_t - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности S_s и S_t можно определить по формулам:

3)

4)

5)

6)

Где:

s_-1 и t_-1 – пределы выносливости стали при симметричном цикле изгиба и кручения.

K_s и K_t - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

K_ds и K_dt - масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений.

s_a и t_a – амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений.

s_m и t_m – среднее напряжение цикла нормальных и касательных напряжений;

Выбираем в качестве материала вала сталь 45

Определим s_-1 и t_-1:

7)    ,

8)     ,

9)   

9а) 

10)

11)      

12)  

12а) 

13)

14)

15)   

Для определения суммарного момента М_S, моментов сопротивления изгибу W_и и крутящего W_K необходимо выбрать опасные сечения (см. рис. 3.7).

Рис. Выходной вал.

При рассмотрении рис. 3.7 выбираем в качестве опасных сечений сечения А-А и Б-Б.

-  Сечение А-А, так как есть крутящий момент, значительный изгибающий момент и есть концентратор напряжений в виде галтели.

-   Сечение Б-Б, так как есть крутящий момент, большой по значению