Конструирование привода рабочего органа

 Н

2)

 Н

Проверка:

                 

7.2.Определяем  изгибные моменты  по нагруженным  участкам вала  в вертикальной  плоскости

I

 Н•м

 Н•м

II

 Н•м

 Н•м 

7.3.Определяем  реакции опор в  плоскости YAZ

1)

 Н

2)

 Н

Проверка:

                      

7.4.Рассчитываем  изгибные моменты  по нагруженным  участкам вала  в горизонтальной  плоскости

I

 Н•м

 Н•м

II

7.5.Определяем  величины суммарных  изгибных моментов в сечениях вала по формуле

 Н•м

 Н•м 

 Н•м 

7.6.Находим  опасное сечение  по величине М_и и Т на эпюрах.

Из рисунка  видно, что опасное сечение расположено под колесом. Эквивалентный момент в этом сечении равен:

 Н•м 

7.7.Уточняем  диаметр вала в  опасном сечении  под зубчатым колесом.  Принимаем допускаемое напряжение при изгибе

мм

Расчет показал, что диаметр вала под зубчатым колесом меньше ранее принятого  значения. Принимаем решение оставить диаметр ранее принятым d_зк=60 мм. 
 

8.Уточненный  расчет вала на усталостную прочность[3]

8.1.Опасное  сечение рассчитываемого  вала- под колесом

Найдем нормальные напряжения:

,

,

мм; мм; мм; мм

МПа

Найдем касательные  напряжения:

,

МПа

8.2.Концентраторами  напряжений в этом  сечении являются  шпонка и посадка  колеса на вал,  поэтому:

  МПа                   МПа

                           

Рассчитаем:                                            

Табличные значения:                            

Сравниваем расчетные  и табличные значения и . Так как табличные значения больше, чем расчетные, то для дальнейших расчетов принимаем табличные значения. 

8.3.Рассчитываем 

 

8.4.Рассчитаем  коэффициент запаса  прочности

Вывод: так как диаметр вала под колесом оставили ранее принятым d_зк=60мм, а не уменьшили, то значение коэффициента запаса прочности получилось завышенным.

    9.Расчет шпоночных соединений[3]

9.1.Условие  прочности на смятие  шпонки

,

где σ_см- напряжение смятия,

Т- крутящий момент на валу,

d- диаметр вала под зубчатым колесом,

h- высота шпонки,

t₁- глубина шпоночного паза вала,

l_p- рабочая длина шпонки,

[σ_см]- допускаемое напряжение смятия. 

9.2.Определяем  рабочую длину шпонки

мм

мм

МПа

Вывод: прочность шпонки обеспечена. 

  10.Выбор подшипников

10.1.Выбираем  радиальные шарикоподшипники. 

11. Расчет подшипников  качения по динамической  грузоподъемности[4]

11.1.Определяем  расчетную динамическую  грузоподъемность  принятого подшипника  и сравниваем ее  с каталожной, т.е.  проверяем выполнение условия.

,

где P_э- эквивалентная динамическая нагрузка;

р- показатель степени,р=3;

n- частота вращения вала, об/мин;

L_h- требуемая долговечность

,

Где Т_лет- срок службы в годах,

К_г- коэффициент годовой нагрузки,

К_сут- коэффициент суточной загрузки

ч 

11.2.Определение  эквивалентной динамической  нагрузки для обоих  подшипников

,

осевая нагрузка на подшипник;

коэффициент безопасности, температурный коэффициент  соответственно;

V- коэффициент, учитывающий вращение колес подшипника,V=1;

R- радиальная нагрузка на подшипник;

X,Y- коэффициент радиальной и осевой нагрузок соответственно,X=1,Y=1.

Определяем радиальные нагрузки R на обоих подшипниках вала

Н

Н

Н

Н≤С

2226,44≤71500

Вывод: условие  работоспособности обеспечено. Грузоподъемность ниже допускаемой. 

                                             12.Выбор смазки[7]

12.1.Выбор  сорта масла

Рекомендуемый сорт смазочного масла для передачи И-Г-А-68,

И-индустриальное,

Г-для гидравлических систем,

 А-масло без  присадок,

68-класс кинематической  вязкости при t ͦ =40 ͦ C   61…75мм²/с.

Выбор сорта  масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях σ_Н и фактической окружной скорости колес υ. 

12.2.Определение  количества масла.

Для одноступенчатых  редукторов при смазывании окунанием  объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8л на 1кВт передаваемой мощности.

 

12.3.Определение  уровня масла.

Для цилиндрических редукторов при окунании в масляную ванну колеса должно выполняться условие:

,

m- модуль зацепления, при нижнем расположении шестерни

, при этом 

мм,

мм

m=3 мм;  0,25d₂=9,5

, при этом  мм 

12.4.Контроль  уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Выбираем жезловый маслоуказатель, т.к. он удобен для осмотра, конструкция проста и достаточно надежна. 

12.5.Слив  масла

Сливное отверстие  закрывается пробкой с конической резьбой. 

12.6.Отдушины

Предусмотрена крышка редуктора с отдушиной. 

12.7.Смазывание  подшипников

Смазывание пластическими  материалами при υ≤2м/с.Наиболее распространенные для подшипников  качения- пластические смазки типа солидол  жировой. 

13.Констуктивные  размеры элементов  корпуса и крышки  редуктора[ ]

13.1.Определяем толщину стенки корпуса

принимаем толщину стенки корпуса  мм 

13.2.Определяем  толщину стенки  крышки редуктора

Т.к. не выполняется,,то принимаем мм 

13.3.Определяем  толщину верхнего  пояса корпуса  редуктора

S≈9мм 

13.4.Определяем  толщина пояса крышки редуктора

мм 

13.5.Определяем  толщину нижнего  пояса корпуса  редуктора

мм, округляем  значение до 14мм. 

13.6.Определяем толщину ребер жесткости корпуса редуктора

мм, округляем  значение  

13.7.Определяем  диаметр болтов, соединяющих  корпус с крышкой  редуктора около  подшипников

Т.к. условие 9,4≥10 не выполняется, то принимаем  мм

С=15 мм-расстояние от оси болта до стенки корпуса ,