Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Назначение и принцип действия привода

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий К.П.Д. привода

где - К.П.Д. закрытой зубчатой передачи, = 0,98, [табл. 1.1, стр. 5];

- К.П.Д. открытой цепной передачи, = 0,93, [табл. 1.1, стр. 5];

- К.П.Д. пар подшипников, = 0,99, [табл. 1.1, стр. 5];

к - число пар подшипников, к = 3, (условие);

Определяем требуемую мощность двигателя

Рис. 2. Кинематическая схема привода:

A - вал барабана; B - вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; C 2-й вал редуктора.

Определяем синхронную частоту вала электродвигателя и выбираем электродвигатель.

При расчете синхронной частоты вращения, электродвигатель рекомендуется выбирать с числом полюсов не более шести, то есть с p 3 и 1000об/мин, так как с уменьшением частоты вращения возрастают габариты и масса двигателя.

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин

4А 160 Мб УЗ, с мощностью = 15,0 кВт и скольжением S = 2,6%, [П1, стр. 390].

Определяем номинальную частоту вращения вала электродвигателя

= (1-S) = 1000(1-0,026) = 974 об/мин.

Определяем возможные значения частных передаточных отношений

i = ;

где - отношение для цилиндрического зубчатого редуктора, = , [стр.7];

- отношение для цепной передачи, = , [стр.7];

i = ()() =.

Уточняем общее передаточное отношение

Определяем передаточное число:

- редуктора

;

где u = i - общее передаточное число;

- передаточное число редуктора;

- передаточное число цепной передачи;

принимаем по ГОСТ 2185-66 = 4, [стр.36];

- цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана сводим в таблицу

Вал B
Вал C
Вал A

Определяем вращающие моменты:

- на валу шестерни

- на валу колеса

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес.

Определяем допускаемое контактное напряжение

где - предел контактной выносливости при базовой нагрузке;

- коэффициент долговечности, 1, [стр. 33];

- коэффициент безопасности, 1,1, [стр. 33].

Для углеродистых сталей с твердостью менее 350HB и термической обработкой улучшение

, [табл. 3.2, стр. 34].

Определяем контактное напряжение:

- для шестерни

- для колеса

Определяем общее контактное напряжение для косозубых колес

;

требуемое условие выполнено.

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле:

где - коэффициент для косозубой передачи, = 43, [стр. 32];

- коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки, = 1,25, принимаем это значение (предварительно) так как, со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшение контакта зубьев., [стр. 32];

- коэффициент ширины венца, = 0,4, [стр. 36];

по ГОСТ 2185-66 принимаем ближайшее наибольшее значение и принимаем = 180мм, [стр. 36].

Определяем модуль зацепления.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

;

по ГОСТ 9563-60 принимаем = 2,5мм, [стр. 36].

Предварительно принимаем угол наклона зубьев β = .

Определяем число зубьев:

- шестерни

принимаем = 28;

- колеса

Уточняем угол наклона зубьев

= .

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

- шестерни

- колеса

Проверяем межосевое расстояние

Определяем диаметры вершин зубьев:

- шестерни

;

- колеса

Определяем ширину венца:

- колеса

;

- шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

Определяем окружную скорость и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [стр.32].

Определяем коэффициент нагрузки

;

уточняем по таблице и принимаем = 1,124, [табл. 3.5, стр. 39];

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; = 1,08, [табл. 3.4, стр. 39];

- динамический коэффициент, = 1, [табл. 3.6, стр. 40];

Проверяем зубья на контактные напряжения

требуемое условие выполнено.

Определяем силы действующие в зацеплении:

- окружную

- радиальную силу

где - угол зацепления в нормальном сечении, = , [стр.29];

- осевую силу

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

где = , [стр. 42];

принимаем по ГОСТ 21354-75 = 1,254 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (принимаем это значение так как, со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшают контакт зубьев), [табл. 3.7, стр. 43];

- коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), = 1,3, [табл. 3.8, стр. 43];

- коэффициент учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев.

Определяем эквивалентное число зубьев:

- у шестерни

- у колеса

принимаем = 3,8 и = 3,6, [стр. 42].

Определяем допускаемое напряжение по формуле

где - предел выносливости;

- коэффициент безопасности.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 принимаем = 1,8HB, [табл. 3.9, стр. 44-45].

Определяем допускаемый предел выносливости:

- у шестерни

- у колеса

Определяем коэффициент безопасности

где - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материалов, = 1,75, [табл. 3.9, стр. 44-45];

- коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, = 1, [стр. 44];

Определяем допускаемые напряжения:

- у шестерни

- у колеса

- у шестерни

- у колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найдено отношение меньше.

Определяем коэффициенты и

- коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и для прямых зубьев;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

где n - степень точности зубчатых колес, (сказано выше);

- коэффициент торцового перекрытия, принимаем = 1,5 так как, при учебном проектировании следует принимать среднее значение, [стр. 47];

Проверяем прочность зуба колеса на изгиб

условие прочности выполнено.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняют на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, с учетом действия на вал изгибающего момента.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении = 20 МПа, [стр.161], вычисляется по формуле

Так как вал редуктора соединен с муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . У подоброного электродвигателя = 42 мм, [П2, стр. 391]. У вала редуктора принимаем = 34 мм, так как разница диаметров валов не должна отличаться более чем на 20%, [стр. 162].

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под = 42 мм и = 34 мм, [стр. 277].

Принимаем диаметр вала под подшипники = 40 мм, [стр. 393].

Шестерню выполняем за одно целое с валом (рис. 2).

Рис. 2. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал (рис. 3).

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем = 15 МПа.

Диаметр выходного конца вала

Рис. 3. Конструкция ведомого вала.

принимаем = 55 мм, [стр. 162].

Диаметр вала под подшипниками принимаем = 60 мм, [стр. 393];

под зубчатым колесом = 65 мм, [стр. 162].

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры были определены выше:

= 288 мм;

= 77 мм;

= 77 мм.

Так как у нас колесо цилиндрическое, стальное, диаметр менее 500мм, то выполним его кованным, [стр. 230]; размеры были определены выше:

= 288 мм;

= 293 мм;

= 72 мм.

Определяем диаметр ступицы

= 1,6 = 1,665 = 104 мм.

Определяем длину ступицы

;

принимаем = 80 мм.

Определяем толщину обода

;

принимаем = 10 мм.

Определяем толщину диска

C = 0,3 = 0,372 = 21,6 мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора изготавливается из чугуна СЧ15.

Определяем толщину:

- стенок корпуса

0,025+1 = 0,025 = 5,5 мм;

принимаем = 8 мм;

- крышки редуктора

= 0,02180+1 = 4,6 мм;

принимаем = 8 мм.

Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 = 1,58 = 12 мм;

= 1,58 = 12 мм;

- нижнего пояса корпуса

p = 2,35 = 2,358 = 18,8 мм;

принимаем p = 20 мм.

Определяем диаметр болтов:

- фундаментных

;

принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

;

принимаем болты с резьбой М16;

-соединяющих крышку с корпусом

;

принимаем болты с резьбой М12.

VI. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь по ГОСТ 13568-75, [табл. 7.15, стр. 147], так как она приемлема для применения в приводах общего назначения, где необходимо понизить частоту вращения приводного вала, [стр. 146].

Определяем вращающий момент на ведущей звездочке:

;

Передаточное число было принято ранее

=3,24.

Определяем число зубьев:

- ведущей звездочки

- ведомой звездочки

;

принимаем = 25 и = 78.

Тогда фактическое передаточное число

Определяем процентное отклонение

что допустимо до 3%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки

где - динамический коэффициент нагрузки, = 1, [стр. 149];

- коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния, при = 1, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий влияние наклона цепи, при наклоне до = 1, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании натяжения цепи = 1,25, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий способ смазки цепи, при непрерывной смазке = 1, [стр. 150];

- коэффициент учитывающий продолжительность работы в сутки, при односменной работе = 1, [стр. 150];

;

Определяем шаг цепи.

Для определения шага цепи необходимо знать допускаемое давление [p] шарнирах цепи. Так как в таблице допускаемое давление [p] задано в зависимости от шага цепи t и частоты вращения ведущей звездочки, то [p] задаем ориентировочно.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения = = 243 об/мин, значит принимаем [p] = 22МПа

где m - число рядов цепи.

По ГОСТ 13568-75 подбираем цепь ПР-31,75-88,50 имеющую шаг t = 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q = 3,8 кг/м и проекцию опорной поверхности шарнира = 262, [табл. 7.15, стр. 147].

Определяем окружную скорость цепи

Определяем окружную силу, передаваемую цепью

Определяем силу давления в шарнире

Уточняем допускаемое давление [стр. 150]

[p] = 22[1+0.01(-17)] = 22[1+0.01(25-17)] 23 МПа;

условие p [p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи

= [3050]t - межосевое расстояние;

предварительно принимаем = 50t, тогда

- суммарное число зубьев;

округляем до четного числа = 152.

Уточняем межосевое расстояние

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть на 1572,60,004 = 6,2 мм.

Определяем диаметры:

- диаметры делительных окружностей звездочек

- диаметры наружных окружностей звездочек

где - диаметр ролика цепи, = 19,05 мм, [табл. 7.15, стр. 147];

Определяем силы, действующие на цепь:

- окружная

- центробежная

- от провисания

где - коэффициент учитывающий расположение цепи, при угле наклона передачи = 1,5, [стр. 151];

Определяем расчетную нагрузку на валы

Проверяем коэффициент запаса прочности

условие s [s] выполнено.

Определяем размеры ведущей звездочки:

- диаметр ступицы

- длина ступицы

принимаем = 85 мм;

- толщина диска звездочки

где - расстояние между пластинами внутреннего звена, = 19,05, [табл. 7.15, стр. 147];

VII. Первый этап компоновки редуктора (рис. 4)

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии = 180мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Определяем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

принимаем = 10мм.

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

А = = 8 мм.

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = = 8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников = 40 мм и = 60 мм, [П3, стр. 393].

Условное обозначение подшипника

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С₀

308

312

130

81,9

22,4

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.. Их ширина определяет размер y = мм.

Принимаем y = 10 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу = 70 мм и на ведомом = 74 мм;

принимаем окончательно = = 74 мм.

Рис. 4. Предварительная компоновка редуктора

Определяем глубину гнезда подшипника 312

принимаем = 46 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия; в этом фланце = 14 мм, [стр. 303].

Определяем высоту головки болта

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм.

Определяем длину пальца

l = t+5 = 31,75+5 = 36,75 мм.

Измерением находим расстояние = 77 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала;

принимаем окончательно = 78 мм.

VIII. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем:

;

= 74 мм.

Определяем реакции опор:

- в плоскости xz

- В плоскости yz

проверяем

Определяем суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 средней серии: d = 40 мм; D = 90 мм; B = 23 мм; C = 41 кН; = 22,4 кН.

Определяем эквивалентную нагрузку

;

где радиальная нагрузка = 1796 Н; осевая нагрузка = ; V = 1 - коэффициент при вращении внутреннего колеса;

- коэффициент безопасности;

= 1, [стр. 214, табл. 9.19]

- температурный коэффициент;

из

этого находим по таблице , [стр. 212, табл. 9.18];

из

из этого находим по таблице X = 0,56 и Y = 1,941, [стр. 212, табл. 9.18];

= (0,56

Определяем расчетную долговечность в миллионах оборотах

Определяем расчетную долговечность в часах

что больше значений установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий вал:

;

нагрузка на вал от цепной передачи =

Составляющими это нагрузки будут

Из первого этапа компоновки имеем:

= 74 мм;

= 78 мм.

Определяем реакции опор в плоскости xz

проверяем

Определяем реакции опор в плоскости yz

проверяем

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Определяем суммарные реакции

Намечаем радиальные шариковые подшипники 312 средней серии: d = 60 мм; D = 130 мм; B = 31 мм; C = 81,9 кН; = 48 кН.

Определяем эквивалентную нагрузку

;

из этого находим по таблице e = 0,1932, Рис. 6. Расчетная схема ведомого вала [стр. 212, табл. 9.18];

Из этого находим по таблице X = 1; Y = 0;

;

принимаем здесь коэффициент = 1,2, так как цепная передача усиливает неравномерность нагрузки.

Определяем расчетную долговечность в миллионах оборотах

Определяем расчетную долговечность в часах

IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 7)

Второй этап компоновки имеет цель конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы

Рис. 7. Второй этап компоновки редуктора

и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние 1Х. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца (рис. 9.39 стр. 207). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на

1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль

маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники 40 мм). Фиксация 308 их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (рис. 9.31-9.33, стр. 198) с уплотнительными прокладками (толщиной ~1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой.

Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала 40 к присоединительному концу 34 мм выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от

65 мм к 60 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудержнвающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2-3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше

длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном

изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

X. Проверка шпоночных соединений

По ГОСТ 23360-78 подбираем шпонки призматические со скругленными торцами, [табл. 8.9, стр. 169].

Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Определяем напряжения смятия и условие прочности по формуле

допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100120 МПа, при чугунной = 5070 МПа.

Ведущий вал.

Размеры:

d = 34;

b h = 10 8 мм;

= 5 мм;

длина шпонки l = 70 мм, так как длина муфты 80 мм, [табл. 11.5, стр. 278].

Проверяем шпонку под муфтой

материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20.

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Размеры:

d = 55;

b h = 16 10 мм;

= 6 мм;

длина шпонки l = 80 мм, так как длина ступицы звездочки 85 мм, [табл. 11.5, стр. 278].

Проверяем шпонку под звездочкой

Условие выполнено в обоях случаях.

XI. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал (рис. 7).

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае = 77 мм) среднее значение = 780 МПа, [табл. 3.3, стр. 34].

Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определяем коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

определяем

где b = 10 мм; = 5 мм, (определенно выше).

где = 1,68, [табл. 8.5, стр. 165];

= 0,754, [табл. 8.8, стр. 166];

= 0,1 [стр. 166];

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25 Нмм <<250

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 34 мм), определяем изгибающий момент в сечении А-А

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где - коэффициент концентраций напряжений;

= 1,79, [табл. 8.5, стр. 165];

- масштабный фактор;

= 0,868, [табл. 8.8, стр. 166];

= 0,2, [стр. 164];

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности

Такой большой коэффициент запаса прочности (10,3 или 8,9) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала сталь 45 нормализованная = 570 МПа, [табл. 3.3, стр. 34].

Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Определяем изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Определяем изгибающий момент в вертикальной плоскости

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Определяем момент сопротивления кручению

где b = 18 мм; = 7 мм, (определенно выше);

Определяем момент сопротивления изгибу

Назначение и принцип действия привода 📙 Реферат → 🆔 158542