Содержание
1. Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Определение общего КПД привода
1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя
1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя
1.5 Определение вращающего момента на тихоходном валу
1.6 Определение действительного фактического передаточного числа
2. Предварительный расчет валов
3. Расчет подшипников
3.1 Расчет подшипников на быстроходном валу
3.1.1 Определение сил, нагружающих подшипники
3.1.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости
3.1.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости
3.1.1.3 Реакции от консольной силы
3.1.2 Полная реакция в опорах
3.1.2.1 Предварительный выбор подшипника
3.1.2.2 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
3.1.2.3 Определение расчетного ресурса подшипника
3.2 Расчет подшипников на промежуточном валу
3.2.1 Определение сил, нагружающих подшипники
3.2.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости
3.2.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости
3.2.1.3 Полная реакция в опорах
3.2.1.4 Предварительный выбор подшипника
3.2.1.5 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
3.2.1.6 Определение расчетного ресурса подшипника
3.3 Расчет подшипников на тихоходном валу
3.3.1 Определение сил, нагружающих подшипники
3.3.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости
3.3.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости
3.3.1.3 Реакции от консольной силы
3.3.1.4 Полная реакция в опорах
3.3.1.5 Предварительный выбор подшипника
3.3.1.6 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
3.3.1.7 Определение расчетного ресурса подшипника
4. Проверочный расчет валов на прочность
4.1 Расчет тихоходного вала
4.1.1 Расчетная схема
4.1.2 Расчет на статическую прочность
4.1.3 Расчет на сопротивление усталости.
4.2 Расчет промежуточного вала
4.2.1 Расчетная схема
4.2.2 Расчет на статическую прочность
4.2.3 Расчет на сопротивление усталости
5. Выбор смазки редуктора
6. Проверка прочности шпоночного соединения
7. Подбор муфты
7.1 Муфта упругая с резиновой звездочкой
Список использованной литературы
Нахождение мощности на выходе.
h
общ
=
h
ред
×
h
6
подш
×
h
2
муфты
,
где: h
ред
- КПД редуктора; h
подш
- КПД подшипников; h
муфты
- КПД муфты.
h
муфты
= 0,95;
h
ред
= 0,96;
h
подш
= 0,99;
h
общ
= 0,96
×
0,996
×
0,952
= 0,816.
 , n
вх
=
n
пр
×
u
,
где: u
=
u
быстр
×
u
тих
;
Из таблицы 1.2 [1] выбраны передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:
u
тих
= (2,5…5,6);
u
быстр
=8
n
вх
=
n
в
×
u
= 54,5
×
(2,5…5,6)
×
8= 1490…2984 об/мин.
Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, используя табл.24.9 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя:
АИР 90L2/2850
Pm
=
P
э. тр
×
h
муфты
×
h
ред
= 2,8
×
0,95
×
0,96 =2,55 кВт
Uд
= Uред
*
U
рем. передачи
= 52,3
U
рем. передачи
= 2,4
Uред
= 52,3/2,4=22
Uред
= 25
Крутящий момент в поперечных сечениях валов
Быстроходного Tб
= 16 H×м
Промежуточного Tпр
= 87 H×м
Тихоходного Tт
= 377,5 H×м
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
Для быстроходного:
Для промежуточного:
Для тихоходного:
Выбираем шариковые радиально однорядные подшипники средней серии. Для быстроходного вала: 305 d=25мм, D=62мм, В=17мм, r=2мм;
Для промежуточного: 306 d=30мм, D=72мм, В=19мм, r=2мм;
Для тихоходного: 309 d=45мм, D=100мм, В=25мм, r=2,5мм;
При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из распечаток, сделанных на ЭВМ по стандартным программам, разработанным на кафедре РК - 3.
При проектировании быстроходного вала редуктора применили шариковые радиальные однорядные подшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала под подшипник: dп
= 25 мм.
Fr = 380,4 H
 = 194,67 H
Ft = 1026,8 H
T = 16 Н·м
 = 194,67·15,2 · = 2,97 Н·м
3.1.1.2
Pеакции в вертикальной плоскости
В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы
За основу берем шариковые радиально однорядные подшипники средней серии:
305 d=25мм, D=62мм, В=17мм, r=2мм;
Динамическая грузоподъемность Сr = 22,5 кН
Расчетные параметры: Y=2.3; X=0.56, е=0.19
Pr = (V·XFr + Y·Fa) ·Ks
Kt
[4, стр.83],
где V- коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,
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 нас режим работы - 3 то КЕ
= 0,56 [4, стр.83].
X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок;
 , е=0.19, Х=0.56 и Y=2.30 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
 , что больше e=0.19, следовательно X = 0.56 и Y = 2.30 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
 
Требуемый ресурс работы подшипника L = 20000 часов
L10h
= a1
·a23
· (106
/60·n) · (Cr/Pr
)  ,
где к - показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников к = 3;
a1
- коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90% a1
= 1 [1, стр.351],
a23
- коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника a23
= 0,7 [1, стр.352].
L10
h
= 1·0,7· (106
/60·2850) · (22500/796) 3
»92450 часов >> L = 20000 часов.
При проектировании промежуточного вала редуктора применили шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии по схеме установки в распор.
Диаметр вала под подшипник: dп
= 30 мм.
Fr1
= 380.4 H; Fr2
= 1216 H
 = 194.67 H;  = 562.7 H
Ft1 = 1026.87 H; Ft2=3293.4 H
T = 87 Н·м
 = 194.67·84.7 ·= 16.5 Н·м
 = 562.7 ·25.36·= 14.27 Н·м
3.2.1.2
Pеакции в вертикальной плоскости
В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы
За основу берем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии:
306 d=30мм, D=72мм, В=19мм, r=2мм
Динамическая грузоподъемность Сr = 28,1 кН
Расчетные параметры: Y=1.6; e=0.37; X=0.4
 X=0.56, Y=2.3, e=0.19
 <e, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
 Х=0.56, Y=2.14, e=0.2
 >e, следовательно X=0.56 и Y=2.14 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
 
L10
h
= 1·0,7· (106
/60·246.34) · (28100/2083) 3
» 116300 часов >> L = 20000 часов.
При проектировании тихоходного вала редуктора применили щариковые радиальные однорядные подшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала под подшипник: dп
= 45 мм.
Fr
= 1216.1 H
= 562.7 H
Ft
= 3293.4 H
T = 377.5 Н·м
= 562.7·114.5 ·=64.4 Н·м
3.3.1.2
Pеакции в вертикальной плоскости
В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы
За основу берем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии:
309 d=45мм, D=100мм, В=25мм, r=2,5мм
Динамическая грузоподъемность Сr = 52.7 кН
Расчетные параметры: Y=1.5; e=0.4; X=0.4
 , X=0.56, Y=2.3, e=0.19
 , что меньше e=0.19, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
 
L10
h
= 1·0,7· (106
/60·54.5) · (52700/7072.8) 3
»88551 >> L = 20000 часов.
Расчет подшипников приводного вала
Силы, нагружающие подшипник
 , 
Силы, действующие в вертикальной плоскости.
Силы, действующие в горизонтальной плоскости.
Полные реакции.
Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.
Выбор подшипника.
Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный легкой серии1209.
 
Определение эквивалентной нагрузки.
Определение расчетного ресурса.
Для сферического подшипника 
 следовательно, выбранный подшипник подходит.
Подбор посадки подшипника.
Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.
по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.
По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.
Силы, действующие на вал.
Консольно действующая нагрузка. 
Коэффициент перегрузки
где Тmax- максимальный кратковременно действующий крутящий момент.
В расчете определяют нормальные s и касательные t напряжения 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 и кручение, А - площадь поперечного сечения.
Частные коэффициенты запаса прочности.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.
Сечение 1.
Значит, тихоходный вал в сечении 1 прочен.
Сечение 2.
Значит, тихоходный вал в сечении2 прочен.
Тихоходный вал прочен по статической нагрузке.
Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.
 ,
где Ss и St - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.
Сечение 1.
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.
Тихоходный вал прочен.
Сечение 1.
Значит, промежуточный вал в сечении 1 прочен.
Сечение 2.
Значит, промежуточный вал в сечении 2 прочен.
Промежуточный вал прочен по статической нагрузке.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.
Сечение 1.
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.
Промежуточный вал прочен.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передач широко 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 частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения (из распечатки).
По таблице 11.1 [2 c.173] выбирается кинематическая вязкость. По таблице 11.2 [2 c.173] выбирается марка масла И-Г-А-32.
И - индустриальное
Г - для гидравлических систем
А - масло без присадок
32 - класс кинематической вязкости
Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием.
Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:
Допускаемое напряжение смятия [d
см
] =130МПа
Быстроходный вал: 16 Н·м;
Входной конец вала =Ø17…20 мм; b·h·l =4·4·28
;
Промежуточный вал:
87
Н·м;
Диаметр вала: Ø40мм;
b
·
h
·
l
=10·8·22;
Тихоходный вал: 377.55 Н·м;
Шпонка под колесо: Ø55мм;
b
·
h
·
l
=16·10·45;
Выходной конец вала: =Ø40…32 мм;
b
·
h
·
l
=16·10·70;
Приводной вал: 377.55 Н·м;
Входной конец вала: Ø55мм;
b
·
h
·
l
=16·10·70;
Шпонка под звездочки: Ø56мм;
b
·
h
·
l
=16·10·56;
Компенсирующие способности муфты невелики. При соединение несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие. Она требует точного монтажа узлов. Размер муфты по расчетному моменту подбирают по справочнику и атласу [2, 8, 14]. По атласу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую с резиновой звездочкой типа ГОСТ 14084-76.
T=377.55, H м
n = 54.5 мин - 1
Выбираем муфту в исполнение II.
Предельные смещения валов:
Радиальная жесткость (по ГОСТ 14084-93):
Радиальная сила:
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. Атлас конструкций 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.
|
