Конструирование электродвигателя
1. Кинематический расчет привода
.1 Выбор электродвигателя
Выбрать электродвигатель для привода
цепного транспортера Ft = 8,25 кН; v = 0,85 м/с;
мм; z = 9.
Термообработка зубчатых колес двухступенчатого цилиндрического редуктора -
улучшение (твердость зубьев < 350 НВ).
Мощность на выходе
кВт.
Общий КПД привода
ηобщ = ηц · η
· ηм · η
где ηц
-
КПД цепной передачи;
η- КПД зубчатой цилиндрической
передачи;
ηм - КПД муфты;
ηоп - КПД опор
подшипников.
По таблице 1.1 [1;ст.7] ηц = 0,93;
η = 0,97; ηм = 0,98; ηоп = 0,99
ηобщ = 0,93 ·
0,972 · 0,98 · 0,994 = 0,82.
Требуемая мощность электродвигателя
Рэ.тр = Рвых / ηобщ = 7,01 /
0,82 = 8,54 кВт.
об/мин.
м.
По таблице 24.1 [1] выбираем
электродвигатель серии 4А132/1460
Р = 11 кВт; n =1460
об/мин.
Определяем общее передаточное число привода
где пэ - асинхронная
частота вращения вала выбранного электродвигателя,
пвых - частота вращения
приводного вала.
Для двухступенчатого редуктора
иред = иБ · иТ
где иБ и иТ -
передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени редуктора.
Передаточное отношение редуктора
иред = иобщ /иц=41,7/3=13,9;
где иц - передаточное отношение
цепной передачи, иц=3;
Передаточные числа быстроходной и тихоходной
ступени редуктора
иБ = иред /иТ (
иред = иобщ );
иБ = 13,9/3,28 = 4,2;
.
Частота вращения приводного вала
колеса тихоходной ступени редуктора
пТ = пвых · иП
где иП - передаточное
число передачи (например, цепной), расположенной между редуктором и приводным
валом.
пТ = пвых · из
= 35·3=105 об/мин.
Частота вращения вала колеса
промежуточной ступени двухступенчатого редуктора
nпр
= пТ · иТ
где иТ - передаточное число
тихоходной ступени редуктора.
иТ = 3,28.
пПР = 105· 3,28 = 347,6
об/мин.
Частота вращения быстроходного вала
nБ =
ппр
·
иБ
;
nБ =
347,6
· 4,2 = 1459,9
об/мин.
Определение вращающих моментов на валах
Вращающий момент на приводном валу
;
.
где Ft - окружная
сила на тяговых звездочек,
Dзв -
делительный диаметр тяговых звездочек.
Момент на выходном (тихоходном) валу
редуктора
,
.
где ηоп
-
КПД опор приводного вала
ηоп -
КПД муфты, соединяющей вал редуктора и привод вала.
Момент на промежуточном валу редуктора
,
где ηз.т - КПД
зубчатой передачи тихоходной ступени.
Момент на выходном (быстроходном)
валу редуктора
где ηз.Б
-
КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.
2. Расчет зубчатой передачи
Выбор материала и термической обработки.
Выполним для сравнения расчет
передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО). В соответствии с
этим примем следующие материалы для вариантов ТО [1;стр.17]
I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235... 262 НВ
шестерня - сталь
40Х; твердость поверхности зубьев 269... 302 НВ;
III- колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев
после закалки 48... 53 HRC;
IV- колесо и шестерня - сталь 12ХН3А; твердость поверхности зубьев
после цементации и закалки 56... 63 HRC.
Определим средние
значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний
(2.2). Для принятых вариантов ТО получим:
I - колесо НВcр - 0,5(235 + 262) =
248,5; NHG = 30HB2.4 ср = 30 ·
248,52.4 = 1,68 · 107; шестерня НВср = 0,5(269
+ 302) = 285,5; NHG = 30 ·285,52.4 = 2,35·107;
II - колесо НВср 285,5; NHG = 2,35 · 107;
шестерня HRCcp = 0,5(45 + 50) = 47,5. По таблице перевода (с. 18) HRCcp = 47,5
соответствует НВср = 456.
Тогда NHG = 30 · 4562.4
= 7,2 · 107;
III - колесо и шестерня HRCcp = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВср =490.
Тогда NHG = 30 · 4902.4 = 8,58 · 107;
IV - колесо и шестерня HRCcр = 0,5(56 + 63) = 59,5,
что соответствует НВср = 605. Тогда NHG = 30 · 6052.4
= 1,42 ·108.
При расчете на
изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний NFG = 4 · 106.
Вычислим
действительные числа циклов перемены напряжений.
По формулам (2.3)
получим:
- для колеса N2 = 60 n2Lh = 60·347,6· 14673 = 3,72· 108;
- для шестерни N1=N2u = 3,72· 108·2,5 = 7,8 · 108.
Определим теперь
коэффициенты долговечности.
Так как при N >NHG коэффициент
долговечности при расчете по контактным напряжениям ZN = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и
шестерни ZN = 1.
Коэффициент
долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки YN = 1, так как во
всех случаях N > 4 · 10.
Вычислим теперь допускает
контактные и изгибные напряжения. По формулам в (таблице 2.2) [1;ст.19] пределы
выносливости σHlim
и σFlim,
соответствующие базовым числам
NHG
и NFG
для
вариантов ТО такие
I
- колесо σHlim2
= 1,8НВср + 67 = 1,8 · 248,5 + 67 =
514 Н/мм2;
σFim2
= 1,03НВср = 1,03 · 248,5 = 256
Н/мм2; шестерня σHlim1
= 1,8 · 285,5 + 67 = 581 Н/мм2;
σFlim1
= 1,03·285,5 = 294 Н/мм2;
II
- колесо σHlim2
=
1,8 · 285,5 + 67 = 581 Н/мм2;
σFim2
= 1,03 · 285,5 = 294 Н/мм2;
шестерня σHlim1
=
14HRCcp + 170 = 14 · 47,5 + 170 = 835 Н/мм2;
σFlim1
= 310 Н/мм2;
III
- колесо и шестерня σHlim
=
14 · 50,5 + 170 = 877 Н/мм2;
σFlim
= 310 Н/мм2;
IV
- колесо и шестерня σHlim
= 19HRCcp
= 19 · 59,5 = 1130 Н/мм2;
σFlim
=
480 Н/мм2.
Допускаемые контактные и
изгибные напряжения получают умножением значений σHlim
и σFlim
на коэффициенты ZN
и YN.
Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты Zn
= 1 и YN
= 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных
случаях [σ]H
= σHlim
и [σ]F
= σFlim.
Для варианта термообработки II
допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет,
определяют по формуле
[σ]н
= 0,45 ([σ]H1
+ [σ]H2)
= 0,45(637+294) =418 Н/мм2.
Это напряжение не должно
превышать значение 1,25[σ]H2
=
1,25 · 581 = = 726Н/мм2.
Следовательно, это условие выполняется. Таким образом для допускаемого
контактного напряжения принимают меньшее из [σ]н1
и [σ]н2
Вариант II
- [σ]H
=
637 Н/мм2; [σ]F2
=
294 H/мм2.
.1 Расчет межосевого расстояния
электродвигатель
транспортер подшипник зубчатый
Для расчета межосевого
расстояния передачи предварительно определить значения некоторых коэффициентов.
Принимаем:
коэффициент межосевого
расстояния для передач с косыми зубьями Ка = 43,0;
коэффициент ширины ψba
=
0,4
коэффициент ширины для
быстроходной ступени, тихоходной ступени тихоходной ступени
ψbdт
=
0,5
ψba
· (uт
± 1) = 0,5 · 0,4 ·
(3,28 + 1) = 0,85
ψbdБ
=
0,5
ψba
· (uБ
± 1) = 0,5 · 0,4 ·
(4,2 + 1) = 1,04
Для вычисления
коэффициента KHβ неравномерности
распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы
S=8
(смотри таблицу
2.3)
[1 стр.21] и по формуле (2.9) [1 стр.20] рассчитываем значение этого коэффициента. При значении
твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки III тихоходной
ступени
КHβT = 1 + 2 ψbdт
/ S = 1 + 2 · 0,92 / 4 = 0,71
Межосевые расстояния определяем по
формуле (2.10) [1 стр.21] для
принятого варианта материала и термообработки.
Межосевое расстояние тихоходной
ступени
118,10 мм
где Т2 - момент на тихоходном валу
редуктора
[σ]Н -
Н/мм2 допускаемое контактное напряжения.
Принимаем согласно
ГОСТ awТ=125мм.
Межосевое
расстояние на быстроходной ступени редуктора, будет таким же, как и на тихоходной
ступени, так как, редуктор соосный.
Предварительные
размеры колеса, мм
Тихоходной:
делительный диаметр
d'2Т = 2·awТ · uТ /(uТ+1) =
2·125·3,28/(3,28+1) = 191,58 мм,
ширина b2Т = ψba· awТ = 0,4·125 = 50 мм
Быстроходной:
делительный диаметр
d'2Б = 2·awБ · uБ/(uБ+1) = 2·125·4,2/(4,2+1)
= 201,92 мм,
ширина b2Б = ψba· awБ = 0,4·125 = 50 мм.
.2 Модуль передач
Сначала применяют
коэффициент модуля Кт для передач: косозубых - 5,8.
Предварительный
модуль передачи
.
Принимаем по ГОСТ 
.
.
Принимаем по ГОСТ 
.
В качестве расчетного
допускаемого напряжения [σ]F
подставляем меньшее из [σ]F1
и [σ]F2.
Значения модуля передачи
т (мм), полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного для
тихоходной, и для быстроходной 2,0 мм.
.3 Угол наклона и
суммарное число зубьев
Тихоходной
- косозубых
βminТ = arcsin(3,5mТ/b2Т); βminТ = arcsin (3,5·2/50) =8,04°.sТ = 2· awТ·cos βminТ/mТ ; zsТ = 2· 125 · cos 8,04°/2 = 123,77.
Округляем в меньшую
сторону до целого числа, применяем zs = 123.
Тогда действительное
значения угла β
βТ = arccos (zsТ mТ/(2 awТ)) = arccos(123·2/(2·125)) =
10,26°.
Быстроходной
косозубых
βminБ = arcsin(3,5 mБ/b2Б) βminБ = arcsin (3,5·2,0/50) =8,04°.
Суммарное число
зубьев
zsБ = 2· awБ·cos βminБ/mБ = 2· 125· cos 8,04°/2,0 = 123,77.
Округляем в меньшую
сторону до целого числа, применяем zs =123.
Тогда
действительное значения угла βБ
βБ = arccos (zsБ mБ/(2 awБ)) = arccos(123·2,0/(2·125)) =
10,26°.
Число зубьев
шестерни.
Тихоходной
z1Т = zsТ/(uТ±1)≥ z1min z1Т =123/(3,28+1) = 28,7 > 17cos310,84°
Значение z1 округляется в ближайшую сторону до целого z1= 28; z1min = 17cos3β - для косозубых колес.
Число зубьев колеса
внешнего зацепления
z2 = zs - z1; z2 = 123 - 28 = 95
Быстроходной
z1 = zsБ/(u±1)≥ z1min z1 = 123/(4,2+1) = 23,6
> 17cos311,777°.
Значение z1 округляется в ближайшую сторону до целого z1= 23 ; z1min = 17cos3β - для косозубых колес.
Число зубьев колеса
внешнего зацепления
z2 = zs - z1; z2 = 123 - 23 = 100
Тихоходной
uф = z2/ z1; uф= 95/28 = 3,3
Отклонение от
заданного передаточного числа
∆u = | uф - u | · 100 / u ≤ 4 %; ∆u = |3,3 - 3,28| · 100 /3,28= 0,6%
uф = z2/ z1; uф= 100/23 = 4,3
Отклонение от
заданного передаточного числа
∆u = | uф - u | · 100 / u ≤ 4 %; ∆u = |4,3 - 4,2| · 100 /4,2= 2,3%
2.4 Расчет размер
колес
Делительные
диаметры
Тихоходной
шестерни d1 = z1·m/cosβ; d1 = 28·2/cos10,26° = 56,91 мм,
колеса внешнего
зацепления d2 = 2·aw - d1; d2 = 2 · 125 - 56,91 = 193,09мм.
Диаметры
окружностей вершин и впадин зубьев
шестерни
dа1 = d1 + 2·m dƒ 1 = d1 -2.5·m
dа1 = 56,91 + 2 · 2 =60,91мм
dƒ
1 = 56,91 - 2,5·2= 51,91 мм
колеса внешнего
зацепления
dа2 = d2 + 2·m dƒ 2 = d2 -2.5·m
dа2 = 193,09+ 2 · 2 =197,09
мм dƒ
2 = 193,09 - 2,5·2= 188,09мм
Ширина шестерни
b1 = b2 +5 мм = 50+5 = 60 мм.
Быстроходной
шестерни d1 = z1·m/cosβ; d1 = 23·2,0/cos10,26° = 46,74мм,
колеса внешнего
зацепления d2 = 2·aw - d1; d2 = 2 · 125 - 46,74 = 203,26мм.
Диаметры
окружностей вершин и впадин зубьев
шестерни
dа1 = d1 + 2·m dƒ 1 = d1 -2,5·m
dа1 = 46,74 + 2 · 2,0 =
50,74мм dƒ 1 = 46,74 - 2,5 ·2,0
= 41,74 мм
колеса внешнего
зацепления
dа2 = d2 + 2·m dƒ 2 = d2 -2,5·m
dа2 = 203,26 + 2 ·2,0 =
207,26 мм dƒ 2 = 203,26 - 2,5·2,0
= 198,26 мм
Тихоходной
для шестерни
Dзаг = da1 + 6 = 60,91 + 6 = 66,91 мм
для колес с
выточками применяют меньшие из двух Сзаг = 0,5· b2
Sзаг = 8·m
Сзаг =
0,5· 50 = 25 мм; Sзаг = 8 · 2 = 16 мм.
Dпр = 125 мм; Sпр = 80 мм. Условие пригодности заготовок колес выполнены.
Быстроходной
для шестерни
Dзаг = da1 + 6 = 50,74 + 6 = 56,74 мм.
для колес с
выточками применяют меньшие из двух
Сзаг =
0,5· b2 ; Sзаг = 8·m
Сзаг =
0,5· 50 = 25 мм; Sзаг = 8 · 2 = 16 мм.
Силы в зацеплении
вычислим по формуле (2,25) [1;ст.24]
окружная Ft = 2T2 / d2 = 2· 649·103/193,09
= 6722 H
радиальная Fr = Ft · tgα/cosβ = 6722 · tg20/ cos10,26° = 2486 H
осевая Fa = Ft · tgβ = 6722 · tg10,26° = 1216 H.
окружная Ft = 2T2 / d2 = 2· 204 ·103/
203,26 = 2007 H
радиальная Fr = Ft · tgα/cosβ = 2007 · tg20/ cos10,26° = 742 H
осевая Fa = Ft · tgβ = 2007 · tg10,26° = 363 H.
Проверка зубьев
колес по напряжениям изгиба. Предварительно назначим степень точности передачи
и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов.
Тихоходной
Окружная скорость
колеса
v = πd2n2/ 60000 = 3,14 ·193,09 ·105/60000 = 1,06 м/с
Назначим степень
точности 10 по таблице 2,4 [1;ст.25]
Коэффициент КFα = 1,1
Коэффициент Yβ =1-β/100 = 1- 10,26/100 = 0,89.
Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки
коэффициент КFβ = 1,0.
При твердости
зубьев колеса ≤ 350 НВ коэффициент КFv = 1,2.
Для определения
коэффициентов YFS1, YFS2 вычислим приведенные числа зубьев:
колеса: zv2 = z2 /cos3 β = 95/ cos310,26° = 99,7
шестерни: zv1 = z1 /cos3 β = 28/ cos310,26° = 29,4
принимаем YFS1 = 3,85; YFS2 = 3,6.
Расчетное
напряжение изгиба в зубьях колеса
σF2 = КFα·КFβ·КFv·YFS2·Yβ·Ft/(b2·m) = 1,1·1,0·1,2·3,6·0,89·6722/(50·2)
= = 258,4 Н/мм2
Что меньше
допускаемого напряжения [σ] F2 = 294 Н/мм2
Расчетное
напряжение изгиба в зубьях шестерни
σF1 = σF2 ·YFS1 / YFS2 = 258,4 · 3,85 / 3,6 =
276,3 Н/мм2
Что меньше
допускаемого напряжения [σ] F1 =310 Н/мм2
Быстроходной
Окружная скорость
колеса
v = πd2n2/ 60000 = 3,14 ·203,26 ·347,6/60000 = 3,6 м/с
Назначим степень
точности 7 по таблице 2,4 [1;ст.24]
Коэффициент КFα = 1,1
Коэффициент Yβ =1-β/100 = 1- 10,26/100 = 0,89.
Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки
коэффициент КFβ = 1,0.
При твердости
зубьев колеса ≤ 350 НВ коэффициент КFv = 1,2.
Для определения
коэффициентов YFS1, YFS2 вычислим приведенные числа зубьев:
колеса: zv2 = z2 /cos3 β = 100/ cos310,26° = 104,95
шестерни: zv1 = z1 /cos3 β = 23/ cos310,26° = 24,1
принимаем YFS1 = 3,91; YFS2 = 3,6.
Расчетное
напряжение изгиба в зубьях колеса
σF2 = КFα ·КFβ ·КFv ·YFS2 ·Yβ ·Ft / (b2·m) = 1,1·1,0·1,2·3,6·0,89·2077/(50·2,0) = 79,8 Н/мм2
Что меньше
допускаемого напряжения [σ] F2 = 294 Н/мм2
Расчетное
напряжение изгиба в зубьях шестерни
σF1 = σF2 ·YFS1 / YFS2 = 79,8 · 3,91 / 3,6 =
86,7 Н/мм2
Что меньше
допускаемого напряжения [σ] F1 = 310 Н/мм2
Проверка зубьев
колес контактным напряжениям.
Определим значения уточняющих
коэффициентов: КНα
= 1,1; КНβ
= 1;
Кнv
= 1,1 при твердости зубьев колеса < 350 НВ.
Расчетное контактное напряжение
для тихоходной ступени [1;ст.27]:
Расчетное напряжение несколько
превышает допускаемое (713/637 ≈ 1,11), что, однако, находится в
допустимых пределах.
3. Конструирование валов
Для построения компоновочной
схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов
- для входного
(быстроходного) вала с коническим концом
d≥(7...8)
=
(7...8) 
=
25,1...29,4 мм;
dП
= (26,2... 30,2) + 2·1,8 =29,8...33,8 мм.
Принимаем d =25мм; dП
= 25 мм. Диаметр заплечика dБП
= dП +
3r = 25+3·2= 31 мм. Предварительно
выберем подшипники по (таблице 19.18)[1;стр.498].
Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии - 305.. Размеры других
участков вала:
Входной вал с коническим
концом:
·
длина посадочного конца ℓМБ = 1,5d = 1,5 · 20 = 37,5 мм. Принимаем 38 мм;
·
длина цилиндрического участка конического конца 0,15·d = 0,15·25 = = 3,75 мм. Принимаем 4 мм;
·
диаметр dp и длина ℓр резьбы
dp ≈ 0,9(d-0,1ℓМБ) = 0,9 (25-0,1·38) = 21,58 мм, стандартное
значение
dp: M22×1,5; ℓр = l,2·dp = 1,2· 22 =26,4 мм;
длина
промежуточного участка ℓкб =
1,4·dП = 1,4 · 25 = 35 мм.
Для промежуточного вала
dК≥(6...7)
=(6...7)
=
34,3...41,2 мм;
Принимаем dК =34 мм.
dБК
≥ dк+3f = 34+3·1,2 = 37,6 мм.
Принимаем dБК =40 мм.
dП
= dк-3r = (34,3...41,2) - 3·2,5
= 26,8...33,7 мм.
Принимаем dк = 34 мм; dП
= 30 мм. Диаметр заплечика dБП
= dП +
3r =
Зазор между колесами и стенками
корпуса
L
= aw + 0,5(da1 + da2) =
125+0,5(64,3+226,6)=285,45≈ 
+ 3 = 
+
3 = 9,5 мм.
Расчетное контактное напряжение для
быстроходной ступени
Расчетное напряжение несколько
превышает допускаемое (731/637 ≈ 1,14), что, однако, находится в допустимых
пределах.
Для построения компоновочной схемы
следует дополнительно определить некоторые размеры валов
Для выходного (тихоходного) вала
dП
=(47,8...57,1) + 2·2,5 = 52,8...62,1 мм.
Принимаем d = 55 мм; dП
= 60 мм. Диаметр заплечика dБП=dП +3r = 60 + 3 · 2,5 = 67,1
мм. Принимаем стандартное значения dБП
= 67 мм. Диаметр посадочной поверхности для колеса примем dк = 68 мм. Предварительно
выберем подшипники. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные средней
серии - 312
Зазор между колесами и стенками
корпуса по формуле
L
= aw + 0,5(da2б + da2т) = 125+0,5(207,26 +197,09)=327 мм. ≈ +
3 = 
+
3 = 9,8 мм.
Принимаем а =10 мм.
4. Расчет шпоночных соединений
Расчетная длина шпонки
= 
мм
Где Т - вращающий момент
d - диаметр вала
(h-t1) - высота гран шпонки в ступице
h - высота шпонки
t1 - глубина врезания
шпонки в паз вала
[σ] - допускаемое напряжение смятия.
Определяем стандартную длину шпонки
ℓ = ℓр+ b = 28 + 16 = 44 мм.
Полученную длину округляем в большую
сторону до стандартного значения. Примем h = 10мм, b = 16мм, ℓ = 44мм Шпонка 16×10×44 ГОСТ23360-78.
Расчетная длина шпонки для быстроходной ступени
= 
мм
Где Т - вращающий момент
d - диаметр вала
(h-t1) - высота гран шпонки в ступице
h - высота шпонки
t1 - глубина врезания
шпонки в паз вала
[σ] - допускаемое напряжение смятия.
Определяем стандартную длину шпонки
ℓ = ℓр+ b = 21 + 10 = 31мм.
Из конструктивных соображений
увеличиваем длину шпонки до 44 мм.
Полученную длину округляем в большую
сторону до стандартного значения. Примем h = 8 мм, b = 10мм, ℓ = 44 мм: Шпонка 10×8×44 ГОСТ23360-78.
5. Расчет подшипников
.1 Быстроходный вал
В плоскости ХОZ
ΣM2x
= 0
ΣM1x
= 0
Проверка Ry2
+ Fr - Ry1
=
- 477 + 742 - 265 = 0 - реакции найдены правильно.
В плоскости УОZ
Проверка Rx1-
Ft+Rx2
=
0 1003 - 2007 + 1003 = 0.
Суммарная реакция опор от сил зацепления
5.2 Промежуточный вал
В плоскости ХОZ
Σ
Mx4
= 0
Σ
Mx3
= 0
Проверка
Ry4 -Fr + Ry4 = 873 - 2796 + 1923 = 0
Σ My4
= 0
Σ My3
= 0
Проверка - Rx3
+
Ft - Rx4
=
-4613 + 6722 - 2109 = 0
H
H
.3 Выходной вал
Σ
Mх5 = 0
Σ Mх6
= 0
H
Проверка
Σ My5
= 0
Σ My6
= 0
- Ry6 + Fr
-
Ry5 = 1398 - 2796 + 1398 = 0
Проверка
Rx5
- Ft + Rx6
= 3925 - 7850 + 3925 = 0
Реакция от силы Fм
Σ
MА =
0
Σ MБ
=
0
- Fм
+ Rx1
- Rx2
= - 1470 + 2770 - 1300 = 0
Полные реакции для расчета подшипников
Rr5
= R1+Rx1
= 1300 + 3925= 5225 H
Rr6
= R2+Rx2
= 2770 + 3925=6695 H
5.4 Подбор подшипников для входного вала
Частота вращения вала п = 720мин-1, d
= 35 мм; требуемые ресурс подшипников L10ah
=
14673ч. Схема установки подшипников - враспор. Радиальные реакции опор: Rr1
=
1037 H; Rr2
= 1110 H. Вал нагружен
осевой силой Fa = 363 Н.
Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы tраб
=
45 ºС.
Предварительно принимаем подшипники шариковые
радиальные 305. Для этих подшипников из табл. 19.18[1;ст.498] выписываем: Сr
= 22500 Н; С0r
= 11400 Н.
Для радиальных подшипников осевые соотношения RsA
= RsБ =
0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: RaA=0;
RaБ =
Fa
=
363 H. Т.к. RaA=
0, то для опоры А имеем Х = 1; Y
= 0. Для опоры Б отношения RaБ
/
С0r
=
363 / 11400 = 0,031. Из таблицы 6,1[1;ст.134-135] выписываем Х =0,56; Y
= 1,85; e = 0,24.
Отношение RaБ
/ (VRr2)
= 363/(1·1110) = 0,32, что больше е = 0,24; коэффициент V
= 1 - относительно вектора радиальной нагрузки Rr2
вращается
внутренние кольцо. Тогда для опоры Б: Х =0,56; Y
= 1,85.
Эквивалентные динамические нагрузки при КБ =
1,4 и Кт =1 и в опорах А и Б соответственно:
EA
= V·X·Rr·KБ·KT
= 1·1·1110·1,4·1= 1554 Н;
REБ
= (V·X·Rr + Y·Ra) · KБ·KT
= (1·0,56·1554+1,85·363) ·1,4·1=1541 Н.
Для более нагруженной опоры А расчетный ресурс
при а23 = 0,7; р = 3.
ч.
Это больше требуемого ресурса L10ah
= 14673 ч. Поэтому для выходного вала применяем подшипник 305.
.5 Подбор подшипников для промежуточного вала
Частота вращения вала п = 347,6 мин-1,
d = 30 мм; требуемые
ресурс подшипников L10ah
=
14673ч. Схема установки подшипников - враспор. Радиальные реакции опор: Rr1
=
5072 H; Rr2
= 2111 H.
Вал нагружен осевой силой Fa
= 1216 Н. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура
работы tраб =
45 ºС.
Предварительно принимаем подшипники шариковые
радиальные однорядные средней серии 306. Для этих подшипников из табл. 19.18
[1; ст.498] выписываем: Сr
= 28100 Н; С0r
= 14600 Н.
Для радиальных подшипников осевые соотношения RsA
= RsБ =
0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: RaA=0;
RaБ =
Fa
=
1216 H. Т.к. RaA=
0, то для опоры А имеем Х = 1; Y
= 0. Для опоры Б отношения RaБ
/
С0r
=
= 1216 / 28100 = 0,043. Из таблицы 6,1[1;ст. 134-135] выписываем Х =0,56; Y
= 1,85; e = 0,24.
Отношение RaБ
/ (VRr2)
= 1216/(1·2111) = 0,3, что больше е = 0,24; коэффициент V
= 1 - относительно вектора радиальной нагрузки Rr2
вращается
внутренние кольцо. Тогда для опоры Б: Х =0,56; Y
= 1,85.
Эквивалентные динамические нагрузки при КБ =
1,4 и Кт =1 в опорах А и Б соответственно:
REA = V·X·Rr·KБ·KT
= 1·1·2111·1,4·1=2955 Н;
REБ
= (V·X·Rr + Y·Ra) · KБ·KT
= (1·0,56·2111+1,85·1216) ·1,4·1=3431 Н.
Для более нагруженной опоры А расчетный ресурс
при а23 = 0,7; р = 3.
ч.
Это больше требуемого ресурса L10ah
= 14673 ч. Поэтому для промежуточного вала применяем подшипник 306.
5.6 Подбор подшипников для выходного вала
Частота вращения вала п = 105мин-1,
d = 50
мм; требуемые ресурс подшипников L10ah
=
14673ч. Схема установки
подшипников - враспор. Радиальные реакции опор: Rr5
=
5225 H; Rr6
= 6695 H. Вал нагружен
осевой силой Fa = 1216
Н. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы tраб
=
45ºС.
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней
серии 311. Для этих
подшипников из табл. 19.18[1] выписываем: Сr
= 71500
Н; С0r
= 41500 Н.
Для радиальных подшипников осевые соотношения RsA
= RsБ =
0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: RaA=0;
RaБ =
Fa
=
1216 H.
Т.к. RaA=
0, то для опоры А имеем Х = 1; Y
= 0. Для опоры Б отношения RaБ
/
С0r
=
= 1216 / 41500
= 0,031. Из выписываем Х =0,56; Y
= 1,89; e = 0,22.
Отношение RaБ
/ (VRr6)
= 1216/(1·6695) = 0,23,
что больше е = 0,22; коэффициент V
= 1 - относительно вектора радиальной нагрузки Rr6
вращается
внутренние кольцо. Тогда для опоры Б: Х =0,56; Y
= 1,89.
Эквивалентные динамические нагрузки при КБ =
1,4 и Кт =1 в опорах А и Б соответственно:
REA = V·X·Rr·KБ·KT
= 1·1·5225·1,4·1= 7315 Н;
REБ
= (V·X·Rr + Y·Ra) · KБ·KT
= (1·0,56·6695+1,89·1216)
·1,4·1=9225 Н.
Для более нагруженной опоры А расчетный ресурс
при а23 = 0,7; р = 3.
ч.
Это больше требуемого ресурса L10ah
= 18396 ч. Поэтому для выходного вала применяем подшипник 311.
Крышки подшипников примем
привертными: глухие по рисунку 1 а, и с отверстием для выходного конца вала по
рисунку 1 б. Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (смотри
таблицу 7,2) [1;ст.174]: входного (1), выходного (2) и промежуточный (3) валов:
Таблица 1
|
Вал
|
D
|
δ
|
Винт
|
δ
1
|
C
|
Dф
|
|
|
|
d
|
z
|
|
|
|
|
|
1
|
80
|
6
|
М8
|
8
|
7,2
|
6
|
8
|
112
|
|
2
|
130
|
7
|
М10
|
18
|
8,4
|
7
|
10
|
170
|
|
3
|
80
|
6
|
М8
|
8
|
7,2
|
6
|
8
|
112
|
Для входного и промежуточного вала:
δ1 =
1,2 δ
=
1,2·6 = 7,2 мм
δ2 =
(0,9…1) δ
=
1·6 = 6 мм
Dф =
D+(4…4,4) ·d
= 80 + (4) · 8 = 112 мм
Для выходного вала
δ1 =
1,2 δ
=
1,2·7 = 8,4 мм
δ2 =
(0,9…1)
δ = 1·7 = 7 мм
Dф =
D+(4…4,4) ·d
= 130 + (4) · 10 = 170 мм
7. Смазка и уплотнения
Окружная скорость зубчатого
колеса
v
= π·d2
·n
/ 60000 = 3,14 · 203,26 ·347,6/60000 = 3,6 м/с
Контактные напряжения σн
= 713 Н/мм2. По таблице 8,1 и 8,2 [1;ст.179]: принимаем масло
И-Г-А-46. Система смазывания - картерная. Примем для выходных концов валов
редуктора манжетные уплотнения.
8. Конструирование корпусных
деталей
Конструкцию корпуса
цилиндрического редуктора.
Толщина стенки
δ =
7,05 мм
В соответствии с условием принимаем δ = 7 мм.
Толщина стенки крышки δ = 7 мм.
Размеры отдельных элементов корпусных деталей:
Размеры конструктивных элементов:
ƒ = (0,4 …0,5) ·δ1 = 0,4 ·7,2
= 2,8 мм
b = 1,5· δ = 1,5 · 7 =
10,5 мм
b1 = 1,5 ·δ1 = 1,5 ·8,4
= 12,6мм
l
= (2…2,2) · δ = 2,2 · 7 = 15,4 мм
Диаметр винтов для соединения
крышки с корпусом
11,9 мм
Соответствии с условием
принимаем М12, число болтов z
= 9. Диаметр отверстия для болта в корпусе d0
= 14 мм. Диаметр
цилиндрического штифта dшт
=
(0,7…0,8) d = 0,7·12 = 9 мм,
четыре штифта поставим в стык корпуса и крышки.
Диаметр болтов крепления
корпуса к раме dф=1,25·d=1,25·12=15мм.
Принимаем Ml6, число
болтов z = 6.