Механика \ Механика

Проектирование механического привода (мощность привода - 530 Вт)

Страницы работы

23 страницы (Word-файл)

Скачать файл

Фрагмент текста работы

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

t_u = t_m = t_max/2 = T₂/2×W_r = 54,7×10³/2×3×10³ = 9,1 Н/мм²; [5]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, примем b = 0,9 [7].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В – С:

Условие прочности выполнено.

8. Проверка долговечности подшипников.

Суммарные реакции: [5]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников: [5]

S₁ = 0,83×e×F_r₁; S₂ = 0,83×e×F_r₂, где е – коэффициент влияния осевого нагружения, для подшипников 7205: е = 0,36.[5]

S₁ = 0,83×0,36×667 = 200Н;

S₂ = 0,83×0,36×948 = 283,26Н;

Осевые нагрузки подшипников: [5]

S₁<S₂; F_a>0 Þ F_a1 = S₁;

F_a2 = S₁+ F_a;

где F_a – осевая нагрузка; F_a = 1085Н.

F_a₁ = 200Н;

F_a₂ = 200+1085 = 1607Н.

Для левого подшипника (с индексом 1): [5]

отношение F_a₁/ F_r₁ = 200/667 =0,3 < е = 0,36.

Следовательно при расчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем [5].

Эквивалентная нагрузка:

Р_э1 = F_r₁×К_V×K_Б×К_Т, где К_V – коэффициент, учитывающий вращение колец подшипников, примем К_V = 1. [5]

K_Б – коэффициент безопасности, примем K_Б = 1,3 [5].

К_Т – температурный коэффициент, примем К_Т = 1, т.к. рабочая температура подшипника менее 120°С.

Тогда Р_э1 = 667×1×1,3×1 = 867Н;

Для правого подшипника (с индексом 2):

[5] отношение F_a₂/ F_r₂ = 1607/948 = 1,7 > e = 0,36;

Следовательно мы должны учитывать осевые силы , для конических подшипников 7205 при F_a₂/ F_r₂>е коэффициенты радиальной и осевой нагрузки x и y, соответственно равны 0,4 и 1,22 [5]

Тогда эквивалентная нагрузка: [5]

Р_э2 = (х× К_V× F_r₂ + у× F_a₂ )× K_Б×К_Т = (0,4×1×948+ 1,22×1607)×1,3×1 = 3042Н;

где С – динамическая грузоподъемность (для подшипников 7205 С = 16,1×10³Н [5]), m – показатель, для роликовых подшипников m = 10/3 [5].

Расчет на долговечность: где n₂ = 17 об/мин – частота вращения вала червячного колеса,

9. Тепловой расчет редуктора.

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности F » 0,9м² (учитывалось также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе: [5]

где N_ч = 0,52к×Вт = 530Вт – требуемая мощность на червяке для работы, t_M – температура масла, °С; t_В – температура окружающего воздуха, °С; h - КПД редуктора; к_t - коэффициент теплопередачи; [Dt] = 40¸60 °С – допускаемый перепад температур между маслом и окружающим воздухом.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи к_t = 17 Вт/(м²×°С). [5].

Тогда

10.Проверка прочности шпоночных соединений.

Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360 – 79. [5]

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности: [5]

где Т – передаваемый вращающий момент, Н×мм; d – диаметр вала в месте установки шпонки; b´h – сечение шпонки, мм; t₁ – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм, [s]_см = 100¸120 Н/мм² допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице.

Ведущий вал:

d = 10мм, b´h = 4´4мм, t = 2,5мм, l = 32мм; момент на ведущем валу Т₁=4,27×10³Н×мм.

(полумуфты МУВП изготовляют из чугуна марки СЧ 21 - 40).

Ведомый вал:

Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под шестерней открытой передачи – более нагружена вторая ( меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под шестерней.

d = 22мм; b´h = 8´7мм; t = 4,0мм; l = 36мм; момент Т₂ = 54,7×10³ Н×

11. Выбор сорта масла.

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло, заливаемого внутрь редуктора. Объем масляной ванны V_м определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: [5]