Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода (стр. 5 из 7)

Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:

Н;

= 64,27 Н;

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящего момента (Т=140,917 Н

м).

Рассчитаем эквивалентные моменты в характерных точках:

Н м;

Н

м.

Т=140,917 Н

м

Строим эпюры эквивалентных моментов.

10. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Быстроходный вал установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках. Подшипник 36206 ГОСТ 831-75 (табл.7.10.3, стр.106, [3]):

d=30 мм; D=62 мм; B=16 мм; C=22кН; С₀=12кН.

Вал вращается с частотой n =850,534 мин^-1. Вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V = 1).

F_a = 214,86 H—осевая сила в зацеплении;

R_a = 637,45 H—радиальная нагрузка на левый подшипник;

R_b = 1196,015 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∙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