Технические данные.
Спроектировать машинный агрегат для привода.
Расчетные данные:
Р = 5 кВт
Т = 10000 Н*м
tзак
= 4 мин.
Dy
= 1000 мм
h = 12
Dy
= 1000 м
Введение.
Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большей степени определяется уровнем машиностроения. Современные машины многократно повышают производительность физического труда человека. Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет или продукт потребления, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин было бы невозможно современное развитие наук, медицины, искусства и других нынешних достижений человечества требующих новейших инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы строительства, а так же не могли бы удовлетворятся потребности населения в предметах широкого потребления. В настоящее время проводятся мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения.
Кинематический расчет привода.
1. Выбор двигателя.
Nвых = Nвых/
Uобщ = Uчерв = 50
nвых = Dy/h = 1000/12 = 83.3  83.3/t=83.3/4= 20.8 об/мин
V = Dy/t = 1000/4 = 250 м/с
n =  об/мин
2. Тип двигателя 4А132S6/965
II Расчет червячной передачи.
1. 
Выбираем материал передачи
а) Червяк – сталь 45С закалкой до тв. HRC45
б) Колесо – бронза БрА9ЖЗЛ
2. Принимаем:  , где
 , и  = 98 Мпа
значит  МПа, 
3.  ,  ,  , 
 
Размеры червячного колеса.
Делительный диаметр червяка: d1
=q*m=12,5*8=100
da1
=d1
+2m=100+2*8=116
df1
=d1
+2,4m=100-2,4*8=80 мм
d2
=50*m=50*8=400 мм
da2
=d2
+2(1+x)m=400+2(1+0)*8=416 мм
dam2
=da2
+b*m/(Z1
+2)=416+6*8/3=432 мм
df2
=d2
-2m(1.2-x)=400-1*8(1.2-0)=380 мм
b1
(11+0.06 Z2
)*m=(11+0.06*50)*8=112 мм
b2
= a=0.355=88 мм
проверочный расчет на прочность
VS
=V1
/cos
V1
= n1
d2
/60=3.14*965*0.1/60=5 м/с
V2
=n2
d2
/60=3.14*19.3*0.4/60=0.4 м/с
V1
=V1
/cos=5/cos4.35=5
 H
=4.8*105
/d2
*
 max=2*I
=2*430=860 МПа
dw1
=m(q+2x)=8(12.5+2*0)=100 мм
K =1, x3
=1, x=1
H
=4.8*105
/100 =560
КПД передачи w
arctg[Z1
/(q+2)]=5.19
 =tg5.19/tg(5.19+1.33)=tg5.19/0.114=0.7*100%=70
Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе.
Ft2
-Fa1
=2T2
/d2
=2*2178/0.4=10890 H
Окружная сила на червяке.
Ft1
=Fa2
=2T2
/(dw1
*U*)=2*2178/(0.1*50*0.7)=1244.5 H
Радиальная сила: F2
=0.364*Fk2
=0.364*10890=3963.9 H
Проверка зубчатого колеса по напряжению изгиба
F
=
K =1.0; Kv
=1; w
=5.19; m=8; dw1
=0.1; YF
=1.45
Zбс
=Z2
/cos3
=50/cos3
5.19=50
FtE2
=KED
*Ft2
; KED
=KFE
; N=60*n2
Ln
=60*19.3*1=1158
KEF
=0.68
=0.32
FtE2
=0.32*10890=3484.8 H
F
=1.1*1.45*cos5.19*3484.8/1.3*8*0.1=481Fmax
Тепловой расчет
P1
=0.1T1
n2
/=0.1*2178*19.3/0.7=6005 Bт
Tраб
=(1-0.7)*6005/13*1.14(1-0.9)+200
=93.5
Эскизное проектирование валов.
Из условия прочности на кручение определяем минимальный диаметр вала
dmin
(7…8) ,
где T5
– номинальный момент.
dmin
8 =30 мм
d1
=(0.8…1.2)dв.ув
=12*30=36 мм
d2
=d1
+2t,
где t – высота буртика. Выбираем из таблицы 1(с.25)
d2
=36+2*2.2=40 мм
Диаметр вала под подшипником округляем кратным пяти.
d3
=d2
+3r,
где r – радиус фаски подшипника
d3
=40+3*2=46 мм
Определяем расстояние между подшипниками вала червяка
L=0.9d2
=0.9*400=180 мм
Конструирование корпуса и крышек.
Рассчитаем стакан.
Толщину стенки б принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник: D=108; б=8…10 мм
Толщина фланца б2
1,2 б=1,2*10=12 мм
Диаметр d и число винтов для крепления стакана к корпусу назначают в зависимости от диаметра отверстия под подшипник D: D=108 мм; d=10 мм; число винтов=6.
Принимая Сd, h=(1.0…1.2) d=1.2*10=12 мм
Получаем минимальный диаметр фланца стакана Dср
=Da
+(4…4.4)d=132+4*10=172 мм
Рассчитаем крышку под подшипник.
В зависимости от диаметра отверстия под подшипник D=268 мм выбираем из таблицы 1 (с. 128) толщину стенки б=8 мм; диаметр винтов d=12 мм; и число винтов крепления к корпусу z=6.
Рассчитаем крышку под подшипник на валу червяка.
D=108 мм; б=7 мм; d=10 мм; z=6
Nб
= 1,6…1,8
Первичный расчет вала.
 =25 МПа
Вал передает момент F2
=33.5 Н*мм
Ft1
=1007 H; F21
=366.5 H
 MA
=Rby(b+b)-fr
b=0
Rby=Frb
/2b=366.5/2=183.25 H
MB
=Frb
-Ray(b+b)=0
Ray=Frb
/2b=183.25 H
Проверка: y=-Ray+F2
-Rby=-183.25+366.5-183.5=0
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
= -183.25*43=7879.75 Н*м
Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости
MA
=Ft
*b+Rbx
*(b+b)+Sa=0
Rbx
= = = -819.65 H
MB
= -Ft1b
-Rax
(b+b)+S(a+2b)=0
Rax
= =114.75
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.
M’
ix
= -S*a= -27189 Н*м
M”
ix
= -Rbx
*b=35244 Н*м
Суммарный изгибающий момент.
Mu
= =36114.12 Н*м
Определяем эквивалентные моменты
Mэкв.
= =49259,3 Н*мм
RA
= =233.52 Н*мм
RB
=   =839.88 Н*мм
Коэффициент запаса [S]=1.3…2
По условиям работы принимаем
V=1.0; kб
=1.3; ki
=1.0; x=1.0
Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки.
P=XVFrkб
ki
=1.0*1.0*233.5*1.3*1.0=303.55 H
C=P
C=158800 H
 =523.14
 lgLhlg523.14+(lg1000-lg36);
lgLh=3*2.7+3.0-1.5563=9.5437
откуда Lh=17800
L= =523.143
Расчет долговечности подшипников.
Подшипник №7230
h0
условиями работы принимаем
j=1.0; kб
=1,3; kT
=1,0; X=1
Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки:
P=XVFr
kб
kT
=1.0*1.0*366.5*1.3*1.0=476.5 H
C=P
Определяем долговечность подшипника в часах. Динамическая грузоподъемность его C=158.8 кН=158800 Н. Поэтому, исходя из предыдущего равенства, можно написать следующее уравнение:
 =333.3
логарифмируя, найдем
lgLh=lg333.3+(lg1000-lg36);
lgLh=3*0.8876+3.0-1.5563=4.1065;
откуда Lh=12770 часов
Если долговечность выражать в миллионах оборотов, то
L= 333.33
=3702*106
млн. об.
Подшипник №7210
Принимаем V=1.0; kб
=1.3; kT
=1.0; X=1.0
P=1.0*1.0*2500*1.3*1.0=3250 H
C=P
L= 15.93
=4019 млн. об.
Расчет соединения вал-ступица
Выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку призматическую, обыкновенную (исполнение А) со следующими размерами:
B=10 мм; h=8 мм; l=50 мм.
Находим допустимое напряжение слития [бcv
]=100…120 МПа
Определяем рабочую длину шпонки
LP
=l-b=50-10=40 мм
Бсм
= = ’
Где Е – передаваемый момент
Т=Т1
=54,45 Н*м
t1
=5 мм – глубина паза шпонки.
бсм
= =22,7 МПа
бсм
[бсм
] условие выполняется
Расчитаем сварное соединение из условия 
 = =123,86 МПа
[] =0.63[бр
]=0,63*500=315 МПа
Расчет болтового крепления редуктора.
число плоскостей стоиса i=1
коэффициент k=1.2
F3
=
F= =5421.5 H
F3
= =8*5421.5=43372 H
d1
Для стали 45 (35) б =360 МПа
Бр
=0,25*360=90 МПа
d1
=15.25 мм
Выбираем:
Шпилька d1
=16 мм ГОСТ 22034-76
Гайка шестигранная с размером «под ключ» d1
=16 мм ГОСТ 2524-70
Шайба пружинная d1
=16 ГОСТ 6402-70.
Выбор смазки.
Определяем вязкость масла:
при скорости скольжения VS
=3.98 м/с и контактном напряжении [бн
]=160 МПа
 =20*10-6
м2
/с соответствует масло марки U20A.
Для подшипников в опорах червячного колеса принимаются пластические смазки.
Они лучше жирных, защищают от коррозии.
Марка пластичной смазки согласно ГОСТ 6267-59 Циатим – 201
Требования по испытанию.
1. Уровень масла не должен превышать 1/3 радиуса червяка и не ниже высоты зуба червяка.
2. Редуктор обкатывают без нагрузки
3. После 80 часов обкатки слить масло и очистить картер дизельным топливом, затем залить свежее масло.
4. Удары при работе редуктора не допустимы.
Литература:
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин.» М. Высшая школа 1985г.
2. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин», М.;машиностроение,1984г.
3. Ничилорчик С.Н., Корженцевский М.И. «Детали машин», Мн. 1981г.
4. Гузенков П.Г. «Детали машин», М. Высшая школа 1982г.
|
