1. Выбор электродвигателя
Ввиду причин модификации и повышения развальцовочных характеристик стенда предполагается увеличить мощность на ведомом валу редуктора до РВ = 0,5 кВт при частоте вращения w = 3,0 с-1.
Общий КПД червячного редуктора ηЧР = 0,41; КПД шлицевого соединения ηШС = 0,92.
Общий КПД привода:
(2.1)
Требуемая мощность электродвигателя [4]:
(2.2)
Частота вращения:
(2.3)
По требуемой мощности подбираем электродвигатель асинхронный ЭП-8, мощностью PДВ = 0,7 кВт и частотой вращения nДВ = 250 об/мин. (ГОСТ 19523-81).
2. Расчет муфты
Для соединения вала двигателя и ведущего вала червячного редуктора на стенде применяется муфта упругая втулочно-пальцевая, обладающая относительно простой конструкции.
Пальцы и кольца берут стандартные, размещая их так, чтобы выполнялось условие [4]:
z · d0 < 2,8 D0, (2.4)
где z – число пальцев, z = 6;
d0 – диаметр отверстия под упругий элемент, d0 = 20 мм;
D0 – диаметр расположения пальцев, D0 = 68 мм.
6 · 20 < 2,8 · 68
120 < 190,4
Условие выполняется.
Упругие элементы проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами [4]:
sСМ = 2 TК /(z · D0 · dП · lВТ) < [s]СМ, (2.5)
где TК – вращающий момент на валу двигателя, Н·м;
dП – диаметр пальца, dП =0,1м;
lВТ – длина упругого элемента, lВТ = 0,16м
Вращающий момент на валу двигателя определяется по формуле:
ТК = РДВ / nДВ, (2.6)
ТК = 0,7 · 103 / 250 = 2,8 Н·м.
Расчет по напряжениям смятия условный, так как не учитывает истинный характер распределения напряжений. В этом случае допускаемые напряжения [s]СМ = 2 МПа.
2 · 1,4 /(6 · 0,68 · 0,1 · 0,16) < 2 МПа
0,085МПа < 2 МПа
Условие выполняется.
Пальцы муфты, выполненные из стали 45, рассчитываются на изгиб[4]:
sИЗ = 2 ТК · (0,5 · lВТ · С) / (z · D0 · 0,1 · d3П) < [s]ИЗ, (2.7)
где С – зазор между полумуфтами (С = 0,003 ÷ 0,005 м).
Допускаемое напряжение изгиба принимают [s]ИЗ = sТ МПа, где sТ – предел текучести материала пальцев, sТ = 290 МПа, следовательно [s]ИЗ = 130 МПа.
sИЗ = 2 · 2,8 · (0,5 · 0,16 · 0,004) / (6 · 0,68 · 0,1 · 0,13) < 130 МПа;
4,39 МПа < 130 МПа
Условие выполняется.
3. Расчет винтовой пары (валик шлицевой – винт ходовой)
Рис. 2.5 Схема для расчета винтовой пары
Критерием работоспособности винтовой пары являются: износосотойкость резьбы, износостойкость опорной поверхности наконечника шлицевого валика, прочность и устойчивость ходового винта.
Основная причина выхода из строя винтовой пары – износ резьбы. Поэтому основным является расчет износостойкости резьбы, который расчитывается по следующей зависимости [4]:
(2.8)
где qP – удельное давление на рабочей поверхности резьбы, определяемое при допущении, что нагрузка равномерно распределяется по виткам резьбы;
Q – наибольшая осевая сила, действующая на винт; р – шаг резьбы; d – наружный диаметр резьбы; d1 – внутренний диаметр резьбы; Н – длина резьбы в шлицевом валике; [qP] – допускаемое удельное давление.
Допускаемое уделное давление для стали 40Х принимается равным [qP] = 5,5 Н/мм2.
3,69 Н/мм2 ≤ 5,5 Н/мм2
Условие выполняется.
Ходовой винт расчитывается на прочность и устойчивость. Прочность винта проверяется в расположеном левее шлицевого валика сечении, в котором действует напряжение сжатия σ и кручения τ [4]:
(2.9)
где σЭКВ – эквивалентное (приведенное) напряжение, МПа; МК – крутящий момент, равный моменту на резьбе, Н·м; [σ] – допускаемое напряжение, Мпа; σТ – предел текучести матариала винта; [n] – допустимый коэффициент запаса прочности.
Предел текучести для стали 40Х равен σТ = 690 МПа; допустимый коэффициент запаса прочности принимается в пределах [n] = 3 ÷ 4.
Тогда получим:
21,62 МПа ≤ 197 МПа
Условие выполняется.
При расчете ходового винта на устойчивость принимают, что винт представляет собой стержень с жестко закрепленным левым и свободным правым концом. При такой схеме коэффициент приведения длины µ = 2. Расчетная длина l винта принимается равной расстоянию от середины гайки до упорного буртика винтапри его максимальном выдвинутом положении.
Проверочный расчет проводится в зависимости от гибкости винта λ:
(2.10)
где i – радиус инерции сечения винта, мм.
(2.11)
где J – момент инерции поперечного сечения винта, мм4; F – площадь поперечного сечения винта, мм2.
Момент инерции поперечного сечения винта определяется по эмпирической зависимости, учитывающей и работу витков резьбы:
(2.12)
Тогда радиус инерции сечения винта будет равен:
Определяем гибкость винта:
При 90 > λ > 55 проверочный расчет устойчивости проводится по следующей формуле [4]:
(2.13)
где [nУ] – допустимый коэффициент запаса устойчивости, принимается в пределах [nУ] = 3 ÷ 4.
969 Н ≤ 5500 Н
Условие выполняется.