1. Кинематический расчетпривода
Выбор электродвигателя.
1.1 Нахождениемощности на выходе.
/>
1.2 Определение общего КПД привода.
hобщ = hред × h6подш × h2муфты,
где: hред – КПД редуктора;
hподш – КПД подшипников;
hмуфты – КПД муфты.
hмуфты = 0,95; hред = 0,96; hподш = 0,99;
hобщ = 0,96 × 0,996 × 0,952 = 0,816.
1.3 Определениетребуемой мощности электродвигателя.
/>
1.4 Определение частотывращения вала электродвигателя.
/>
nвх = nпр × u,
где: u = uбыстр × uтих;
Из таблицы 1.2 [1] выбраныпередаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:
uтих = (2,5…5,6); uбыстр =8
nвх = nв × u = 42 × (2,5…5,6) ×8= 840…1882 об/мин.Исходя измощности, ориентировочных значений частот вращения, используя табл. 24.9 (уч.П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя: АИР 112М4/1432
1.5 Определение вращающегомомента на тихоходном валу
Pm = Pэ.тр× hмуфты× hред = 5,48×0,95×0,96 =5016 кВт
/>
1.6 Определение действительного фактического передаточного числа.
/>
Uд = Uред= 34,095
2. Предварительныйрасчет валовКрутящиймомент в поперечных сечениях валов
Быстроходного Tб= 30.19 H×м
Промежуточного Tпр= 212.95 H×м
Тихоходного Tт= 1140.5H×м
Предварительные значениядиаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют поформулам:
Для быстроходного:
/>
/>
/>
Для промежуточного:
/>
/>
/>
/>
Для тихоходного:
/>
/>
/>
Выбираем роликовыерадиально-упорные однорядные подшипники легкой серии.
Для быстроходного вала: 7205Аd=25мм, D=52мм, Tнаиб=16,4мм,r=1,5мм;
Для промежуточного: 7207Аd=35мм, D=72мм, Tнаиб=18,5мм, r=2мм;
Для тихоходного: 7213А d=65мм, D=120мм, Tнаиб=25мм, r=2,5мм;
3. Расчет подшипников
При расчете подшипниковсилы, действующие в зацеплении, взяты из распечаток, сделанных на ЭВМ постандартным программам, разработанным на кафедре РК – 3.
3.1 Расчет подшипниковна быстроходном валу
3.1.1 Определение сил,нагружающих подшипники
При проектированиибыстроходного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядныеподшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала подподшипник: dп = 25 мм.
Fr = 717.65 H
/> = 351.3 H
Ft = 1940.2 H
T = 30.2 Н·м
/>
/>= 351.3·30.5 ·/>= 10.7 Н·м
3.1.1.1 Реакции вгоризонтальной плоскости
/>
/>
/>
3.1.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
/>
3.1.1.3 Реакции отконсольной силы
/>
/>
/>
3.1.1.4 Полная реакция вопорах
В расчете принимаемнаихудший вариант действия консольной силы
/>
/>
3.1.2.1 Предварительныйвыбор подшипника
За основу беремроликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии:
7205А d=25мм, D=52мм, Tнаиб=16,4мм,r=1,5мм
Динамическаягрузоподъемность Сr = 29,2 кН
Расчетные параметры: Y=1.6; e=0.37; X=0.4
3.1.2.2 Эквивалентныенагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
Pr = (V·XFr + Y·Fa) ·KsKt [4, стр. 83],
где V – коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннеекольцо,
Ks — коэффициент безопасности, Ks = 1,4 [4, таблица 7.3, стр. 84].
Kt –температурный коэффициент, Kt = 1, так как t £ 100 °C.
Fr и Fa — радиальные и осевые силы действующие на подшипник
КЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима
работы. Так как у насрежим работы – 3 то КЕ = 0,56 [4, стр. 83].
X и Y — коэффициенты радиальных и осевых нагрузок;
/>
/>/>
/>,
что меньше e=0.37, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).
/>,
что больше e=0.37, следовательно X = 0,4 и Y =1,6 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).
/>/>
3.1.2.3 Определениерасчетного ресурса подшипника.
Требуемый ресурс работыподшипника L = 20000 часов
L10h = a1·a23· (106/60·n) · (Cr/Pr)/>,
где к – показатель степениуравнения кривой усталости, для роликовых подшипников к = 10/3=3,33;
a1 –коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90% a1 = 1 [1, стр.351],
a23 –коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника a23= 0,65 [1, стр.352].
L10h = 1·0,65·(106/60·1432)·(29200/1733,3)3,33» 91853,2 часов>> L = 20000 часов.
3.2. Расчет подшипниковна промежуточном валу
3.2.1 Определение сил,нагружающих подшипники
При проектированиипромежуточного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядныеподшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала подподшипник: dп = 35 мм.
Fr 1= 717,65 H;Fr2 = 2610,7 H
/> = 351,3 H;/> = 1159,8 H
Ft1 = 1940.2H;Ft2 7078,6 H
T = 212,9Н·м
/>
/>= 351.3·220,5 ·/>= 77,5 Н·м
/>
/>= 1159,8·57,8 ·/>= 67 Н·м
3.2.1.1 Реакции вгоризонтальной плоскости
/>
/>
/>
3.2.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
3.2.1.4 Полная реакция вопорах .
В расчете принимаемнаихудший вариант действия консольной силы
/>
/>
3.2.2.1 Предварительныйвыбор подшипника
За основу беремроликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии:
7207А d=35мм, D=72мм, Tнаиб=18,5мм,r=2мм
Динамическаягрузоподъемность Сr = 48,4 кН
Расчетные параметры: Y=1.6; e=0.37; X=0.4
3.2.2.2 Эквивалентныенагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
/>
/>/>
/>,
что меньше e=0.37, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).
/>,
что больше e=0.37, следовательно X = 0,4 и Y = 1,6 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).
/>/>
3.2.2.3 Определениерасчетного ресурса подшипника
L10h = 1·0,65·(106/60·234)·(48400/4644,8)3,33» 113522,3 часов>> L = 20000 часов.
3.3 Расчет подшипниковна тихоходном валу
3.3.1 Определение сил,нагружающих подшипники.
При проектированиитихоходного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядныеподшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала подподшипник: dп = 65 мм.
Fr = 2610,7 H
/> = 1159,8 H
Ft = 7078,6 H
T = 1140,5 Н·м
/>
/>= 1159,8·322,24 ·/>=373,7 Н·м
3.3.1.1 Реакции вгоризонтальной плоскости.
/>
/>
/>
3.3.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости
/>
/>
/>
3.3.1.3 Реакции отконсольной силы
/>
/>
/>
3.3.1.4 Полная реакция вопорах .
В расчете принимаемнаихудший вариант действия консольной силы
/>
/>
3.3.2.1 Предварительныйвыбор подшипника.
За основу беремроликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии:
7213А d=65мм, D=120мм, Tнаиб=25мм,r=2,5мм
Динамическаягрузоподъемность Сr = 108 кН
Расчетные параметры: Y=1.5; e=0.4; X=0.4
3.3.2.2Эквивалентныенагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
/>
/>/>
/>,
что меньше e=0.4, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).
/>,
что больше e=0.4, следовательно X = 0.4 и Y =1.5 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).
/>/>
3.3.2.3 Определениерасчетного ресурса подшипника
L10h = 1·0,65·(106/60·42)·(108000/14463,4)3,33» 208503,6>> L = 20000 часов.
3.4 Расчетподшипников приводного вала
/>
/>
/>
Исходные данные:
FК=8442 Н – консольная сила на конце вала;
lК=148 мм – расстояние до точки приложения консольнойсилы;
lоб=600 мм – расстояние между опорами;
lпр=300 мм – расстояние междузвездочками;
l=150 мм — расстояние между звездочкойи опорой вала;
Ft=7100 H – окружная сила на двух звездочках;
n=42 об/мин
Определение радиальных реакцийв опорах:
Реакции от окружнойсилы:
/>
Реакции от консольнойсилы:
/>
/>
Суммарные реакции наопоры:
/>
Опора 1 нагруженабольше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.
Выбор подшипника.
Выбирается подшипникшариковый радиальный сферический двухрядный средней серии1313.
/>
/>
/>
Определениеэквивалентной нагрузки.
/>
Определение расчетногоресурса.
Для сферическогоподшипника />
/>
/> следовательно, выбранный подшипникподходит.
Подбор посадкиподшипника.
Внутреннее кольцоподшипника вращается, нагружение циркуляционное.
/>
по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное кольцоподшипника неподвижно, нагружение местное.
По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска наотверстие L0.
3. Проверочныйрасчет валов на прочность
Проверку статическойпрочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в периоддействия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты насопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений,статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состоянияповерхности.
4.1 Расчет тихоходноговала
4.1.1 Расчетная схема
/>
Силы, действующие навал.
Консольно действующаянагрузка.
/>
4.1.2 Расчет настатическую прочность
Коэффициент перегрузки
/>
где Тmax – максимальный кратковременнодействующий крутящий момент.
В расчете определяютнормальные s икасательные tнапряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.
/>
где Mmax – суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax – крутящий момент, /> – осевая сила, W и Wk – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб икручение, А – площадь поперечного сечения.
/>
Частныекоэффициенты запаса прочности.
/>
Общий коэффициент запасапрочности по пределу текучести
/>
/>
Сечение 1.
Значит, тихоходный вал всечении 1 прочен.
Сечение 2.
/>
/>
Значит,тихоходный вал в сечении2 прочен.
Тихоходныйвал прочен по статической нагрузке.
4.1.3Расчет на сопротивление усталости.
Для каждого изустановленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.
/>,
где Ss и St — коэффициенты запаса по нормальным и касательнымнапряжениям.
/>
Пределы выносливостивала в рассматриваемом сечении.
/>
/>
Сечение1.
/>
по таблицам 10.2 – 10.13[2 c. 165-171].
/>
/>
/>
Значит,вал в сечении 1 прочен.
Сечение 2.
/>
по таблицам 10.2 – 10.13[2 c. 165-171].
/>
/>
/>
Значит,вал в сечении 2 прочен.
Тихоходныйвал прочен.
4.2Расчет промежуточного вала
4.2.1 Расчетная схема
/>
4.2.2 Расчет настатическую прочность
Сечение 1.
/>
Значит,промежуточный вал в сечении 1 прочен.
Сечение2.
/>
/>
Значит, промежуточныйвал в сечении 2 прочен.
Промежуточный вал проченпо статической нагрузке.
4.2.3Расчет на сопротивление усталости.
Пределы выносливостивала в рассматриваемом сечении.
Сечение 1.
/>
по таблицам 10.2 – 10.13[2 c. 165-171].
/>
/>
/>
Значит, вал в сечении 1прочен.
Сечение2.
/>
по таблицам 10.2 – 10.13[2 c. 165-171].
/>
/>
/>
Значит,вал в сечении 2 прочен.
Промежуточныйвал прочен.
5. Выбор смазкиредуктора
Для уменьшения потерьмощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, атакже для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отводатеплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передачшироко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так,чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло,разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса,откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частицмасла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпусадеталей. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скоростьколеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления взацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкостьмасла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скоростиколес.
Контактные напряжения(из распечатки).
/>
По таблице 11.1 [2 c. 173] выбирается кинематическаявязкость. По таблице 11.2 [2 c.173] выбирается марка масла И-Г-А-32.
И – индустриальное
Г – для гидравлическихсистем
А – масло без присадок
32 – класскинематической вязкости
Подшипники смазываем темже маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываютсяразбрызгиванием.
6. Проверка прочностишпоночного соединенияВсе шпонкиредуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины,высоты, соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок – сталь 45нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности поформуле:
/>
Допускаемое напряжениесмятия [dсм]=200МПа
Быстроходный вал: 30,2Н·м;
Входной конец вала=Ø17…22 мм; b·h·l =4·4·18;
/>
Промежуточный вал: 212,9Н·м;
Диаметр вала:Ø40мм; b·h·l =12·8·32;
/>
Тихоходный вал: 1140,5Н·м;
Шпонка под колесо: Ø75мм; b·h·l =20·12·63;
/>
Выходной конец вала:Ø55мм; b·h·l =16·10·80;
/>
Приводной вал: 1140,5Н·м;
Входной конец вала:Ø55мм; b·h·l =16·10·80;
/>
Шпонка под звездочки: Ø85мм; b·h·l =22·14·63;
/>
7. Подбор муфты
7.1 Выборупруго-предохранительной муфты
Муфта комбинированная(упругая и предохранительная) с разрушающимся элементом.
Предохранительная муфтаотличается компактностью и высокой точностью срабатывания. Обычно применяется втех случаях, когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишьслучайно.Может работать только при строгой соосности валов.В качестверазрушающегося элемента обычно используют штифты, выполняемые из стали или изхрупких материалов(серый чугун, бронза).В момент срабатывания штифт разрушаетсяи предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.Для удобстваэксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе со штифтом.В этомслучае сопряжение втулок с полумуфтами H7/g6, штифта свтулками H7/h6.Одну из полумуфт устанавливают при посадке Н7/f7, предусматривая по торцам минимальныйзазор 0.05…0.10 мм.Чтобы торцы втулок не задевали друг за друга, следуетпредусматривать зазор на 0.05…0.10 мм больший, чем между торцами полумуфт.
Материал полумуфт –чугун СЧ20.
Материал пальцев – сталь45.
Расчетный вращающиймомент:
/>
При проектировании муфтыпринимают размеры в мм:
/>
Далее определяют:
1. диаметр стержней
/>
где [/>] – допускаемое напряжение изгибаматериала стержня ([2] табл.20.2 ), Мпа;
Е=2,15/> - модуль упругости стали,Мпа;
/>=0,26…0,27;
/>, где a и S –расстояния от средней плоскости муфты до точки контакта стержня с полумуфтойпри передаче и отсутствии нагрузки соответственно (для муфт постояннойжесткости />=1). Угол относительногоповорота полумуфт />=0,035 рад;
2. число стержней />
Стержень материал:65С2ВА ( [/>]= 1330 МПа )
/>
/>
/>
Стержни располагаем вотверстиях, расположенных на окружностях разных диаметров (в 2 ряда).
7.2 Выбор упругой муфты
По атласу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругуювтулочно-пальцевую типа МУВП ГОСТ 12080-66.
Список использованнойлитературы
1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.:«Машиностроение», 1991.
2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов –Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
3. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атласконструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.
4. Тибанов В.П., Варламова Л.П.Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1999.