Зміст
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Вибір електродвигуна
1.2 Визначення загального ККД приводу
1.3 Визначення потрібної потужності електродвигуна
1.4 Визначення частоти обертання валу електродвигуна
1.5 Визначення обертаючого моменту на валу тихохідному
1.6 Визначення дійсного фактичного передавального числа
2. Попередній розрахунок валів
3. Розрахунок підшипників
3.1 Розрахунок підшипників на швидкохідному валу
3.1.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
3.1.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.1.1.2 реакція у вертикальній площині
3.1.1.3 Реакції від консольної сили
3.1.2 Повна реакція в опорах
3.1.2.1 Попередній вибір підшипника
3.1.2.2 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
3.1.2.3 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
3.2 Розрахунок підшипників на проміжному валу
3.2.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
3.2.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.2.1.2 реакція у вертикальній площині
3.2.1.3 Повна реакція в опорах
3.2.1.4 Попередній вибір підшипника
3.2.1.5 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
3.2.1.6 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
3.3 Розрахунок підшипників на тихохідному валу
3.3.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
3.3.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.3.1.2 реакція у вертикальній площині
3.3.1.3 Реакції від консольної сили
3.3.1.4 Повна реакція в опорах
3.3.1.5 Попередній вибір підшипника
3.3.1.6 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
3.3.1.7 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
4. Перевірочний розрахунок валів на міцність
4.1 Розрахунок тихохідного валу
4.1.1 Розрахункова схема
4.1.2 Розрахунок на статичну міцність
4.1.3 Розрахунок на опір втоми.
4.2 Розрахунок проміжного валу
4.2.1 Розрахункова схема
4.2.2 Розрахунок на статичну міцність
4.2.3 Розрахунок на опір утоми
5. Вибір змащення редуктора
6. Перевірка міцності шпоночно з'єднання
7. Підбір муфти
7.1 Муфта пружна з гумовою зірочкою
Список використаної літератури
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Вибір електродвигуна
Знаходження потужності на виході.
1.2 Визначення загального ККД приводу
h заг = h ред × h 6 підшитий × h 2 муфти,
де: h ред - ККД редуктора; h підшитий - ККД підшипників; h муфти - ККД муфти.
h муфти = 0,95; h ред = 0,96; h підшитий = 0,99;
h заг = 0,96 × 0,99 6 × 0,95 2 = 0,816.
1.3 Визначення потрібної потужності електродвигуна
1.4 Визначення частоти обертання валу електродвигуна
, N вх = n пр × u,
де: u = u швидкий × u тихий;
З таблиці 1.2 [1] обрані передавальні відносини тихохідної і швидкохідної передачі:
u тихий = (2,5 ... 5,6); u швидкий = 8
n вх = n в × u = 54,5 × (2,5 ... 5,6) × 8 = 1490 ... 2984 об / хв.
Виходячи з потужності, орієнтовних значень частот обертання, використовуючи табл.24.9 (діл. П. Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком) вибраний тип електродвигуна:
АІР 90 L 2 / 2850
1.5 Визначення обертаючого моменту на валу тихохідному
Pm = P е. тр × h муфти × h ред = 2,8 × 0,95 × 0,96 = 2,55 кВт
1.6 Визначення дійсного фактичного передавального числа
U д = U ред * U рем. передачі = 52,3
U рем. передачі = 2,4
U ред = 52,3 / 2,4 = 22
U ред = 25
2. Попередній розрахунок валів
Крутний момент в поперечних перерізах валів
Швидкохідного T б = 16 H × м
Проміжного T пр = 87 H × м
Тихохідного T т = 377,5 H × м
Попередні значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами:
Для швидкохідного:
Для проміжного:
Для тихохідного:
Вибираємо кулькові радіально однорядні підшипники середньої серії. Для швидкохідного валу: 305 d = 25мм, D = 62мм, В = 17мм, r = 2мм;
Для проміжного: 306 d = 30мм, D = 72мм, В = 19мм, r = 2мм;
Для тихохідного: 309 d = 45мм, D = 100мм, В = 25мм, r = 2,5 мм;
3. Розрахунок підшипників
При розрахунку підшипників сили, що діють в зачепленні, взяті з роздруківок, зроблених на ЕОМ за стандартними програмами, розробленими на кафедрі РК - 3.
3.1 Розрахунок підшипників на швидкохідному валу
3.1.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
При проектуванні швидкохідного валу редуктора застосували кулькові радіальні однорядні підшипники за схемою установки в розпір.
Діаметр валу під підшипник: d п = 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
3.1.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.1.1.2 P еакціі у вертикальній площині
3.1.1.3 Реакції від консольної сили
3.1.2 Повна реакція в опорах
У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили
3.1.2.1 Попередній вибір підшипника
За основу беремо кулькові радіально однорядні підшипники середньої серії:
305 d = 25мм, D = 62мм, В = 17мм, r = 2мм;
Динамічна вантажопідйомність З r = 22,5 кН
Розрахункові параметри: Y = 2.3; X = 0.56, е = 0.19
3.1.2.2 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
Pr = (V · XFr + Y · Fa) · K s K t [4, стор.83],
де V - коефіцієнт обертання кільця, V = 1, тому що обертається внутрішнє кільце,
K s - коефіцієнт безпеки, K s = 1,4 [4, таблиця 7.3, стор.84].
K t - температурний коефіцієнт, K t = 1, так як t £ 100 ° C.
Fr і Fa - радіальні і осьові сили діють на підшипник
До Е - коефіцієнт еквівалентності, що залежить від режиму
роботи. Так як у нас режим роботи - 3 то К Е = 0,56 [4, стор.83].
X і Y - коефіцієнти радіальних і осьових навантажень;
, Е = 0.19, Х = 0.56 і Y = 2.30 (за табл.17.1, стр.354, [1]).
, Що більше e = 0.19, отже X = 0.56 і Y = 2.30 (за табл.17.1, стр.354, [1]).
3.1.2.3 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
Необхідний ресурс роботи підшипника L = 20000 годин
L 10h = a 1 · a 23 · (10 6 / 60 · n) · (Cr / P r) ,
де к - показник ступеня рівняння кривої втоми, для кулькових підшипників до = 3;
a 1 - коефіцієнт, що враховує безвідмовність роботи. Р = 90% a 1 = 1 [1, стор .351],
a 23 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і умови мастила підшипника a 23 = 0,7 [1, Стр.352].
L 10 h = 1.0, 7 · (10 6 / 60.2850) · (22500/796) 3 »92450 годин>> L = 20000 годин.
3.2 Розрахунок підшипників на проміжному валу
3.2.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
При проектуванні проміжного вала редуктора застосували кулькові радіальні однорядні підшипники середньої серії за схемою установки в розпір.
Діаметр валу під підшипник: d п = 30 мм.
F r1 = 380.4 H; F r2 = 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
3.2.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.2.1.2 P еакціі у вертикальній площині
3.2.1.3 Повна реакція в опорах
У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили
3.2.1.4 Попередній вибір підшипника
За основу беремо кулькові радіальні однорядні підшипники середньої серії:
306 d = 30мм, D = 72мм, В = 19мм, r = 2мм
Динамічна вантажопідйомність З r = 28,1 кН
Розрахункові параметри: Y = 1.6; e = 0.37; X = 0.4
3.2.1.5 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
X = 0.56, Y = 2.3, e = 0.19
<E, отже X = 1 і Y = 0 (за табл.17.1, стр.354, [1]).
Х = 0.56, Y = 2.14, e = 0.2
> E, отже X = 0.56 і Y = 2.14 (за табл.17.1, стр.354, [1]).
3.2.1.6 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
L 10 h = 1.0, 7 · (10 6 / 60.246 .3 4) · (28100 / 2083) 3 »11 6300 годин>> L = 20000 годин.
3.3 Розрахунок підшипників на тихохідному валу
3.3.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
При проектуванні тихохідного вала редуктора застосували щаріковие радіальні однорядні підшипники за схемою установки в розпір.
Діаметр валу під підшипник: d п = 45 мм.
F r = 1216.1 H
= 562.7 H
F t = 3293.4 H
T = 377.5 Н · м
= 562.7 · 114.5 ·
= 64.4 Н · м
3.3.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.3.1.2 P еакціі у вертикальній площині
3.3.1.3 Реакції від консольної сили
3.3.1.4 Повна реакція в опорах
У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили
3.3.1.5 Попередній вибір підшипника
За основу беремо кулькові радіальні однорядні підшипники середньої серії:
309 d = 45мм, D = 100мм, В = 25мм, r = 2,5 мм
Динамічна вантажопідйомність З r = 52.7 кН
Розрахункові параметри: Y = 1.5; e = 0.4; X = 0.4
3.3.1.6 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
, X = 0.56, Y = 2.3, e = 0.19
, Що менше e = 0.19, отже X = 1 і Y = 0 (за табл.17.1, стр.354, [1]).
3.3.1.7 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
L 10 h = 1.0, 7 · (10 6 / 60.54 .5) · (52700/7072.8) 3 »88551>> L = 20000 годин.
Розрахунок підшипників приводного валу
Сили, що навантажують підшипник
,
Сили, що діють у вертикальній площині.
Сили, що діють в горизонтальній площині.
Повні реакції.
Опора 1 навантажена більше, отже, подальший розрахунок буде вестися по цій опорі.
Вибір підшипника.
Вибирається підшипник кульковий радіальний сферичний дворядний легкої серіі1209.
Визначення еквівалентної навантаження.
Визначення розрахункового ресурсу.
Для сферичного підшипника
отже, вибраний підшипник підходить.
Підбір посадки підшипника.
Внутрішнє кільце підшипника обертається, навантаження циркуляційний.
за таблицею 7.6 [2 c .113] вибирається поле допуску на вал k 6.
Зовнішнє кільце підшипника нерухомо, навантаження місцевий.
По таблиці 7.7 [2 c .113] вибирається поле допуску на отвір H 7.
4. Перевірочний розрахунок валів на міцність
Перевірку статичної міцності виконують з метою попередження пластичних деформацій у період дії короткочасних перевантажень.
Уточнені розрахунки на опір втоми відображають вплив різновиду циклу напружень, статичних і втомних характеристик матеріалів, розмірів, форми і стану поверхні.
4.1 Розрахунок тихохідного валу
4.1.1 Розрахункова схема
Сили, що діють на вал.
Консольно діюча навантаження.
4.1.2 Розрахунок на статичну міцність
Коефіцієнт перевантаження
де Т max - максимальний короткочасно діючий крутний момент.
У розрахунку визначають нормальні s і дотичні t напруги в перерізі вала при дії максимальних навантажень.
де Mmax - сумарний згинальний момент, Mkmax = Tmax - крутний момент, - Осьова сила, W і Wk - моменти опору перерізу валу при розрахунку на вигин і кручення, А - площа поперечного перерізу.
Частинні коефіцієнти запасу міцності.
Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості.
Перетин 1.
Значить, тихохідний вал в перерізі 1 міцний.
Перетин 2.
Значить, тихохідний вал в сеченіі2 готується.
Тихохідний вал міцний по статичному навантаженню.
4.1.3 Розрахунок на опір втоми.
Для кожного з встановлених імовірно небезпечних перерізів обчислюють коефіцієнт S.
,
де S s і S t - коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях.
Межі витривалості валу в перерізі.
Перетин 1.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c .165-171].
Значить, вал в перерізі 1 міцний.
Перетин 2.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c .165-171].
Значить, вал в перетині 2 міцний.
Тихохідний вал міцний.
4.2 Розрахунок проміжного валу
4.2.1 Розрахункова схема
4.2.2 Розрахунок на статичну міцність
Перетин 1.
Значить, проміжний вал в перерізі 1 міцний.
Перетин 2.
Значить, проміжний вал в перетині 2 міцний.
Проміжний вал міцний по статичному навантаженню.
4.2.3 Розрахунок на опір утоми
Межі витривалості валу в перерізі.
Перетин 1.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c .165-171].
Значить, вал в перерізі 1 міцний.
Перетин 2.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c .165-171].
Значить, вал в перетині 2 міцний.
Проміжний вал міцний.
5. Вибір змащення редуктора
Для зменшення втрат потужності на тертя і зниження інтенсивності зносу поверхонь, що труться, а також для запобігання їх від заїдання, задирів, корозії і кращого відведення теплоти тертьові поверхні деталей повинні мати надійне змащення.
Для змазування передач широко застосовують картерів систему. У корпус редуктора заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса при обертанні захоплюють масло, розбризкуючи його всередині корпусу. Масло потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.
Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла і чим вище контактні тиску в зачепленні, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс.
Контактні напруги (з роздруківки).
По таблиці 11.1 [2 c .173] вибирається кінематична в'язкість. По таблиці 11.2 [2 c .173] вибирається марка масла І-Г-А-32.
І - індустріальне
Г - для гідравлічних систем
А - олія без присадок
32 - клас кінематичної в'язкості
Підшипники змащуємо тим же маслом. Бо ж маємо картерів систему змазування, то вони змащуються розбризкуванням.
6. Перевірка міцності шпоночно з'єднання
Всі шпонки редуктора призматичні з округленими торцями, розміри довжини, ширини, висоти, відповідають ГОСТ 23360-80. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Всі шпонки перевіряються на зминання з умови міцності за формулою:
Допустиме напруження зминання [d см] = 130МПа
Швидкохідний вал: 16 Н · м;
Вхідний кінець валу = Ø17 ... 2 0 мм; b · h · l = 4.4.28;
Проміжний вал: 87 Н · м;
Діаметр валу: Ø40 мм; b · h · l = 10.8.22;
Тихохідний вал: 377.55 Н · м;
Шпонка під колесо: Ø 55мм; b · h · l = 16.10.45;
Вихідний кінець валу: = Ø40 ... 32 мм; b · h · l = 16.10.70;
Приводний вал: 377.55 Н · м;
Вхідний кінець валу: Ø55 мм; b · h · l = 16.10.70;
Шпонка під зірочки: Ø 56мм; b · h · l = 16.10.56;
7. Підбір муфти
7.1 Муфта пружна з гумовою зірочкою
Компенсуючі здібності муфти невеликі. При з'єднання неспіввісному валів муфта надає на них значний силовий вплив. Вона вимагає точного монтажу вузлів. Розмір муфти по розрахунковому моменту підбирають за довідником і атласу [2, 8, 14]. За атласу деталей машин під ред. Решетова визначаємо муфту пружну з гумовою зірочкою типу ГОСТ 14084-76.
T = 377.55, H м
n = 54.5 хв - 1
Вибираємо муфту у виконання II.
Граничні зміщення валів:
Радіальна жорсткість (за ГОСТ 14084-93):
Радіальна сила:
Список використаної літератури
М.М. Іванов. Деталі машин. М.: "Машинобудування", 1991.
П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком - Конструювання вузлів і деталей машин. М.: "Вища школа", 1985.
Д.М. Решетов - Деталі машин. Атлас конструкцій у двох частинах. М.: "Машинобудування", 1992.
Тібанов В.П., Варламова Л.П. Методичні вказівки до виконання домашнього завдання з розділу "C об'єднання". М., МГТУ ім. Н.Е. Баумана, 1999.