Модернизация привода главного движения станка модели 1341 с бесступенчатым изменением частоты (стр. 2 из 4)

Величина окружного усилия рассчитывается так:

Принимаю для расчета минимальную частоту вращения (

), т.к. при этом окружная скорость будет максимальной.

3.2 Проверочный расчет фактических контактных напряжений

Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев, определяют по формуле:

где

– коэффициент, зависящий от числа зубьев шестерни и передаточного числа, для прямозубых

;

– коэффициент нагрузки,

;

– для прямозубых передач.

Сравнивая допускаемые величины напряжений с рассчитанными, получаем:

;

Следовательно, прочность зубчатой передачи обеспечивается.

3.3 Выбор и расчёт шпонок

Из известных способов соединения деталей с валом наиболее распространённый способ соединения – это соединение с помощью врезных призматических шпонок. Размеры поперечного сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала.

Рисунок 1 – Шпоночное соединение

Длина шпонки l на (5…10) мм меньше длины ступицы l_ст, рабочая длина шпонки

Ширина шпонки b определена и равна 10 мм, а

т.к на роторе электродвигателя шпоночный паз изготовлен на заводе-изготовителе.

Выберем стандартные шпонки и их размеры приведем в таблице.

Таблица 2 – Размеры призматической шпонки

						l_{ст ,}мм	l_р,мм	σ_см, МПа
56	10	8,3	5	3,3	130	-	120	100

Выбранная шпонка проверяется на смятие:

где

– момент передаваемый шпонкой;

– диаметр вала;

– высота шпонки;

– рабочая длина шпонки;

– допускаемое напряжение смятия.

Применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.

4. Определение нагрузок, действующих на шпиндель

Основными нагрузками, действующими на шпиндель, являются усилия в зубчатых зацеплениях, а также крутящие моменты. Определим силы, действующие в передаче.

Прямозубая цилиндрическая передача:

- окружная сила:

;

Рисунок 2 – Схема приложения сил к промежуточному валу со стороны зубчатых передач

- радиальная сила:

;

Рисунок 3 - Расчетная схема и эпюры изгибающих моментов

Найдём реакции опор в вертикальной плоскости:

Найдём реакции опор в горизонтальной плоскости

Суммарные моменты:

Суммарные реакции:

4.1 Приближенный расчёт шпинделя

Первое опасное сечение принято под шестерней, так как там концентратор напряжения – шпоночный паз.

Второе опасное сечение принято на галтельном переходе к буртику от посадочного участка под колесом, концентратор напряжения – галтель.

Эквивалентные напряжения:

Напряжения для материала вала – стали 40Х:

Так как условия выполняются, то можно считать, что прочность вала достаточная.

4.2 Проверочный расчет шпинделя на усталостное сопротивление

Материал вала – сталь 40Х.

Полные коэффициенты запаса сопротивления усталости:

5. Проектирование узлов подшипников качения

5.1 Выбор подшипников качения

При выборе подшипников качения исходят из конкретных условий эксплуатации редуктора.

Для вала 1 принимаем: шарикоподшипник радиально-упорный – 310, подшипник роликовый радиально-упорный – 7310.

Для вала 2 принимаем подшипники роликовые радиально-упорные – 7317.

Для вала 3 принимаем подшипники роликовые радиально-упорные – 7230.

Для вала 4 принимаем подшипники шариковые радиальные – 228.

Таблица 3 – Характеристики подшипников

Обознач.подшип.
3182120А	100	150	37	132000
46117В	85	130	22	44300
8117В	85	110	19

5.2 Расчёт подшипников качения

Для выбранных подшипников качения определим по каталогу величину динамической С грузоподъёмности, а также пользуясь эскизом нагружения опор вала определим долговечность наиболее нагруженного подшипника.

Определим приведённую нагрузку на подшипник:

где

– радиальная нагрузка на подшипник;

– коэффициенты приведения,

;

– коэффициент кольца,

;

– коэффициент безопасности,

;

– температурный коэффициент,