1. Кінематичний розрахунок приводу
Вибір електродвигуна.
Знаходження потужності на виході.
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 вала 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 = 42 × (2,5 ... 5,6) × 8 = 840 ... 1882 об / хв.
Виходячи з потужності, орієнтовних значень частот обертання, використовуючи табл. 24.9 (діл. П. Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком) вибраний тип електродвигуна: АІР 112М4/1432
1.5 Визначення обертаючого моменту на валу тихохідному
Pm = P е.тр × h муфти × h ред = 5,48 × 0,95 × 0,96 = 5016 кВт
1.6 Визначення дійсного фактичного передавального числа.
U д = U ред = 34,095
Попередній розрахунок валів
Крутний момент в поперечних перерізах валів
Швидкохідного T б = 30.19 H × м
Проміжного T пр = 212.95 H × м
Тихохідного T т = 1140.5 H × м
Попередні значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами:
Для швидкохідного:
Для проміжного:
Для тихохідного:
Вибираємо роликові радіально-упорні однорядні підшипники легкої серії.
Для швидкохідного валу: 7205А d = 25мм, D = 52мм, T наиб = 16,4 мм, r = 1,5 мм;
Для проміжного: 7207А d = 35мм, D = 72мм, T наиб = 18,5 мм, r = 2мм;
Для тихохідного: 7213А d = 65мм, D = 120мм, T наиб = 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 роликові радіально-упорні однорядні підшипники за схемою установки в розпір.
Діаметр валу під підшипник: d п = 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 Реакції в горизонтальній площині
3.1.1.2 P еакціі у вертикальній площині
3.1.1.3 Реакції від консольної сили
3.1.1.4 Повна реакція в опорах
У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили
3.1.2.1 Попередній вибір підшипника
За основу беремо роликові радіально-упорні однорядні підшипники легкої серії:
7205А d = 25мм, D = 52мм, T наиб = 16,4 мм, r = 1,5 мм
Динамічна вантажопідйомність З r = 29,2 кН
Розрахункові параметри: Y = 1.6; e = 0.37; X = 0.4
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;
,
що менше e = 0.37, отже X = 1 і Y = 0 (за табл.17.1, стор 354, [1]).
,
що більше e = 0.37, отже X = 0,4 і Y = 1,6 (по табл.17.1, стор 354, [1]).
3.1.2.3 Визначення розрахункового ресурсу підшипника.
Необхідний ресурс роботи підшипника L = 20000 годин
L 10 h = a 1 · a 23 · (10 6 / 60 · n) · (Cr / P r) ,
де к - показник ступеня рівняння кривої втоми, для роликових підшипників до = 10 / 3 = 3,33;
a 1 - коефіцієнт, що враховує безвідмовність роботи. Р = 90% a 1 = 1 [1, стр.351],
a 23 - коефіцієнт, що враховує якість матеріалу і умови мастила підшипника a 23 = 0,65 [1, Стр.352].
L 10 h = 1.0, 65 · (10 6 / 60.1432) · (29200/1733, 3) 3,33 »91853,2 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 роликові радіально-упорні однорядні підшипники за схемою установки в розпір.
Діаметр валу під підшипник: d п = 35 мм.
Fr 1 = 717,65 H; Fr2 = 2610,7 H
= 351,3 H;
= 1159,8 H
Ft1 = 1940.2 H; Ft2 7078,6 H
T = 212,9 Н · м
= 351.3 · 220,5 ·
= 77,5 Н · м
= 1159,8 · 57,8 ·
= 67 Н · м
3.2.1.1 Реакції в горизонтальній площині
3.2.1.2 P еакціі у вертикальній площині
3.2.1.4 Повна реакція в опорах.
У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили
3.2.2.1 Попередній вибір підшипника
За основу беремо роликові радіально-упорні однорядні підшипники легкої серії:
7207А d = 35мм, D = 72мм, T наиб = 18,5 мм, r = 2мм
Динамічна вантажопідйомність З r = 48,4 кН
Розрахункові параметри: Y = 1.6; e = 0.37; X = 0.4
3.2.2.2 Еквівалентні навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
,
що менше e = 0.37, отже X = 1 і Y = 0 (за табл.17.1, стор 354, [1]).
,
що більше e = 0.37, отже X = 0,4 і Y = 1,6 (по табл.17.1, стор 354, [1]).
3.2.2.3 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
L 10 h = 1.0, 65 · (10 6 / 60.234) · (48400/4644, 8) 3,33 »113522,3 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 роликові радіально-упорні однорядні підшипники за схемою установки в розпір.
Діаметр валу під підшипник: d п = 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 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
3.3.2.1 Попередній вибір підшипника.
За основу беремо роликові радіально-упорні однорядні підшипники легкої серії:
7213А d = 65мм, D = 120мм, T наиб = 25мм, r = 2,5 мм
Динамічна вантажопідйомність З r = 108 кН
Розрахункові параметри: Y = 1.5; e = 0.4; X = 0.4
3.3.2.2Еквівалентние навантаження на підшипник з урахуванням змінності режиму роботи
,
що менше e = 0.4, отже X = 1 і Y = 0 (за табл.17.1, стор 354, [1]).
,
що більше e = 0.4, отже X = 0.4 і Y = 1.5 (по табл.17.1, стор 354, [1]).
3.3.2.3 Визначення розрахункового ресурсу підшипника
L 10 h = 1.0, 65 · (10 6 / 60.42) · (108000/14463, 4) 3,33 »208503,6>> L = 20000 годин.
Розрахунок підшипників приводного валу
Вихідні дані:
F К = 8442 Н - консольна сила на кінці валу;
l К = 148 мм - відстань до точки прикладення консольної сили;
l про = 600 мм - відстань між опорами;
l пр = 300 мм - відстань між зірочками;
l = 150 мм - відстань між зірочкою і опорою валу;
F t = 7100 H - окружна сила на двох зірочках;
n = 42 об / хв
Визначення радіальних реакцій в опорах:
Реакції від окружної сили:
Реакції від консольної сили:
Сумарні реакції на опори:
Опора 1 навантажена більше, отже, подальший розрахунок буде вестися по цій опорі.
Вибір підшипника.
Вибирається підшипник кульковий радіальний сферичний дворядний середньої серіі1313.
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 L 0.
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/тонна].
Значить, вал в перерізі 1 міцний.
Перетин 2.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c. 165-171/тонна].
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 втоми.
Межі витривалості валу в перерізі.
Перетин 1.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c. 165-171/тонна].
Значить, вал в перерізі 1 міцний.
Перетин 2.
за таблицями 10.2 - 10.13 [2 c. 165-171/тонна].
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] = 200МПа
Швидкохідний вал: 30,2 Н · м;
Вхідний кінець валу = Ø17 ... 22 мм; b · h · l = 4.4.18;
Проміжний вал: 212,9 Н · м;
Діаметр валу: Ø40 мм; b · h · l = 12.8.32;
Тихохідний вал: 1140,5 Н · м;
Шпонка під колесо: Ø75 мм; b · h · l = 20.12.63;
Вихідний кінець валу: Ø55 мм; b · h · l = 16.10.80;
Приводний вал: 1140,5 Н · м;
Вхідний кінець валу: Ø55 мм; b · h · l = 16.10.80;
Шпонка під зірочки: Ø85 мм; b · h · l = 22.14.63;
7. Підбір муфти
7.1 Вибір пружно-запобіжної муфти
Муфта комбінована (пружна і запобіжна) з руйнівним елементом.
Запобіжна муфта відрізняється компактністю і високою точністю спрацьовування. Зазвичай застосовується в тих випадках, коли за родом роботи машини перевантаження можуть виникнути лише випадково. Може працювати тільки при строгій співвісності валів. В якості руйнується елемента звичайно використовують штифти, що виконуються із сталі або з крихких матеріалів (сірий чавун, бронза). У момент спрацьовування штифт руйнується і запобіжна муфта роз'єднує кінематичний ланцюг. Для зручності експлуатації муфти в гнізді ставлять комплект втулок разом зі штифтом. У цьому випадку сполучення втулок з напівмуфтами H 7 / g 6, штифта з втулками H 7 / h 6.Одну з напівмуфт встановлюють при посадці Н7 / f 7, передбачаючи по торцях мінімальний зазор 0.05 ... 0.10 мм. Щоб торці втулок не зачіпали один за одного, слід передбачати проміжок на 0.05 ... 0.10 мм більший, ніж між торцями полумуфт.
Матеріал напівмуфт - чавун СЧ20.
Матеріал пальців - сталь 45.
Розрахунковий обертаючий момент:
При проектуванні муфти приймають розміри в мм:
Далі визначають:
1. діаметр стрижнів
де [ ] - Допустиме напруження згину матеріалу стержня ([2] табл.20.2), Мпа;
Е = 2,15 - Модуль пружності сталі, МПа;
= 0,26 ... 0,27;
, Де a і S - відстані від середньої площині муфти до точки контакту стрижня з напівмуфти при передачі та відсутність навантаження відповідно (для муфт постійної жорсткості
= 1). Кут відносного повороту напівмуфт
= 0,035 рад;
2. число стержнів
Стрижень матеріал: 65С2ВА ([ ] = 1330 МПа)
Стрижні в своєму розпорядженні в отворах, розташованих на колах різних діаметрів (у 2 ряди).
7.2 Вибір пружної муфти
За атласу деталей машин під ред. Решетова визначаємо муфту пружну втулочно-пальцеву типу МУВП ГОСТ 12080-66.
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.