Проектирование электродвигателя (стр. 7 из 8)

σ_FSt2 ≈ σ_Flimb2×Y_Nmax2×K_St2 = 437,5×4×1,3 = 2275 МПа.

S_FSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности;

Y_X – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. Y_X1 = 1,041, Y_X2 = 1,028 (определены ранее).

коэффициент Y_RSt= 1 и отношение Y_dSt/Y_dStT = 1.

Получим:

Проверка условия прочности:

s_Fmax1 ≤ s_FPmax1 → 110,882 МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено;

s_Fmax2 ≤ s_FPmax2 → 103,63 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено.

Проектный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_к1=29,6^.10³ Н^.мм;

промежуточного Т_к2=72,157^.10³Н^.мм;

выходного Т_к3=175,901^.10³Н^.мм;

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к] = 25МПа

Принимаем d_в1=18мм.

Диаметр под подшипниками примем d_п1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника d_dn1=25мм.

Промежуточный вал.

Определяем диаметр под колесо d_к2 при допускаемом напряжении [τ_к] = 25МПа

Принимаем d_к2=235мм; диаметр под подшипники d_п2=30мм.

Выходной вал.

Определяем диаметр выходного конца вала d_в3 при допускаемом напряжении [τ_к] = 15МПа

Примем d_в3=40мм; диаметр под подшипники d_п3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо d_к3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника d_δn3=51мм

Проверочный расчет тихоходного (выходного) вала

Рассчитаем нагрузки, возникающие в зубчатом зацеплении [3].

Окружное усилие:

.

Радиальное усилие:

Осевое усилие равно нулю, так как передача прямозубая.

Определим реакции в опорах.

; ,

; .

Из эпюры изгибающих моментов видно, что наиболее опасное сечение – в месте шпоночного паза для установки зубчатого колеса. Рассчитаем коэффициент запаса в этом сечении.

Условие прочности вала имеет вид

,

где n – общий коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала;

[n] – допускаемый коэффициент запаса, [n] = 2,5;

Общий коэффициент запаса определяется по формуле (стр. 95 [2])

,

где n_s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n_t –коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

При длительном сроке службы вала по [2]

,

,

где s_т,t_т – средние значения цикла нормальных напряжений изгиба и кручения,по [2]:

t_т=t_v=

,

где М_к – крутящий момент на валу;

W_кнетто – момент сопротивления кручению, по [2]:

,

где b – ширина шпоночного паза;

t₁ – глубина шпоночного паза вала;

d – диаметр вала под колесом.

s_v и t_v – амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений.

,

где М_и – изгибающий момент на валу;

W_кнетто – момент сопротивления изгибу, по [2]:

s_-1 и t_-1 – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения, для углеродистой стали по [2]:

s_-1 = 0,43s_в =0,43*610=262,3Н/мм², t_-1 =0,58s_-1 =0,58*262,3=152 Н/мм²;

s_т=0, так как осевое усилие на колесе равно нулю;

y_s и y_t – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений изгиба и кручения, для для углеродистых сталей, y_t= 0,1;

b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

e_s, e_t – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, по таб. [2] e_s=0,82, e_t =0,7;

k_s, k_t- эффективный коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений по таб. [2] k_s=1,6, k_t=1,5;

После подстановки:

Коэффициент запаса прочности:

> [n]=2,5

Условие прочности выполнено.

Выбор подшипников

На ведущем валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=62мм; d=25мм; В=17мм, где

D – диаметр наружного кольца подшипника,

d – диаметр внутреннего кольца подшипника,

В – ширина подшипника.

На промежуточном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=72мм; d=30мм; В=19мм.

На выходном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники особолегкой серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=85мм; d=45мм; В=19мм.

Расчет подшипников выходного вала на долговечность.

Расчет подшипников на долговечность производится по формуле [2]:

, где

С – динамическая грузоподъемность подшипника, С=16000

р – показатель степени. При точечном контакте р=3,

Р – эквивалентная нагрузка.

Р=

,при и F_a,

F_r – радиальная нагрузка, действующая на подшипник,

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х=1,

V – коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо, то V=1,

К_σ – коэффициент безопасности, К_σ=1,

К_т – температурный коэффициент, К_т=1.

Исходя из данных, полученных при расчете вала на прочность определяем суммарные реакции:

Подставляем все необходимые значения в формулу для нахождения эквивалентной нагрузки:

Р=(

=1^.1^.1055^.1^.1=7243,5Н.

Рассчитываем долговечность млн. об.:

,

Рассчитываем долговечность, ч:

,

где n=114 об/мин – частота вращения ведомого вала.

Подбор и расчет шпонок.

Ведущий вал.

Диаметр шейки вала, соединяемой со ступицей звездочки цепной передачи, d=18мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки

глубина паза t₁=3,5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие по формуле:

, где

Т₂ – крутящий момент на ведущем валу, Т₂=29,6^.10³Н^.мм,

d – диаметр шейки вала, соединяемой со звездочкой,

h – высота шпонки,

t₁ – глубина паза вала,

b – ширина шпонки

Промежуточный вал.

Диаметр шейки вала, на которую насажено колесо, d=35мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки

глубина паза t₁=5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Т₃ – крутящий момент на промежуточном валу, Т₃=72,157^.10³Н^.мм,

Выходной вал.

Диаметр шейки вала, на которую насажено цилиндрическое колесо, d=48мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки

глубина паза t₁=5,5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие

Т₄ – момент на выходном валу, Т₄=175,901^.10³Н^.мм,

Диаметр шейки вала, на котором расположена муфта МУВП, d=40мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки

глубина паза t₁=5.