- •«Электропривод общего назначения» Студент:
- •Задание Аннотация
- •Графическая часть
- •1. Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и общего кпд привода
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •3. Расчет клиноременной передачи
- •4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •4.1.5 Определение внешнего окружного модуля
- •4.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •4.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям
- •4.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •4.1.9 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках
- •4.1.10 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении
- •4. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
- •4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •4.4. Определение основных размеров корпуса редуктора
- •4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
- •4.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •4.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •4.6 Первый этап компоновки редуктора
- •4.7. Проверка долговечности подшипников
- •4.7. 1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала.
- •3. 7. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
- •4.8 Проверка прочности шпоночных соединений.
- •4.9. Выбор уплотнений валов
- •4.10. Уточнённый расчёт валов.
- •4.10.1 Ведущий вал:
- •Сечение б-б.
- •Сечение в-в.
- •4.10.2 Ведомый вал:
- •Опасное сечение –в- в -участок вала под колесом, ослабленный шпоночной канавкой (см. Рис.13).
- •4.11 Выбор крышек подшипников.
- •4.12 Посадки основных деталей редуктора
- •4.13 Сборка редуктора
- •5. Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
4.9. Выбор уплотнений валов
Для проектируемого редуктора выбираем однокромочные манжетные уплотнения. Их применяют при небольших и средних скоростях. Поверхность вала под уплотнение должна быть закаленной до твердости HRC 40, параметр шероховатости Ra = 0,32 мкм; допуск вала под уплотнение h11 (рис.15).
Рис. 15 Манжета резиновая армированная ГОСТ 8752-79
Размеры манжеты для ведущего и ведомого вала: d х D х h=50х 70 х10мм
Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.
Скорость скольжения ведущего вала:
Vcк1= ,
где n1- частота вращения ведущего вала редуктора; n1=412,8мин-1;
dв1 – диаметр вала под манжетой; dв1 =50мм
Vcк1=
Скорость скольжения ведомогого вала:
Vcк2= ,
где n2- частота вращения ведущего вала редуктора; n2=165мин-1;
dв1 – диаметр вала под манжетой; dв1 =50мм
Vcк1=
Поскольку рабочая скорость в зоне контакта кромки манжеты меньше допускаемой, выбранные манжеты подходят в качестве уплотнений для проектируемого редуктора.
4.10. Уточнённый расчёт валов.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S [S]=2,5.
4.10.1 Ведущий вал:
Предел прочности материала вала - стали 40Х, σВ=900 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле: σ-1=400МПа.
Найдем предел выносливости при отнулевом цикле касательных напряжений:
τ-1=0,58 ·σ-1= 232МПа.
Опасное сечение ведущего вала- сечение А-А( рис.12). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:
,
где β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, β=0,97;
ετ – масштабный фактор для касательных напряжений, ετ=0,83 [1, табл.8.8];
kτ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, kτ=1,9 [1, табл.8.5];
ψτ=0,15 для легированной стали [1, c.166, 164];
τυ и τm – амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;
τυ = Т1/2Wк,
где Wк – момент сопротивления кручению; Т- крутящий момент, Т1=132,9 ·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
,
τυ = 132,9 ·103/2.2643= 24,8 МПа,
S =
Сечение б-б.
В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (рис.12).
Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:
,
где τ-1=232МПа; β=0,95; kτ/ετ=2,56 [1, табл.8.7]. d=35 мм.
τυ = Т/2Wк,
где Т1=132,9 ·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
,
где - момент сопротивления изгибу:
,
τm=τυ = 132,9 ·103/2.12500= 5,24 МПа,
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :
,
где σ-1=400 МПа; kσ/εσ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ=0,27 [1, c.166, 164];
Изгибающий момент в сечении Б-Б:
Ми= .Н·м (см. рис.12).
υ= Ми/Wи=91,2.103/12500=7,89МПа.
.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
.