1. Кинематический расчет привода

Мощность на выходе.

Определение общего КПД привода.

_общ = _{чп муфты подш муфты}

где: _чп - КПД червячной передачи с учетом потерь в подшипниках качения; _подш - КПД подшипников; _муфты - КПД муфты. _муфты = 0,98; _чп = 0,75; _подш = 0,99; _общ = 0,75 0,98 0,99 0,98 = 0,713.

Определение требуемой мощности электродвигателя.

Определение частоты вращения вала электродвигателя.

n_э = n_в u,

где: u = u_чп; Из таблицы 1.2 [2] выбраны передаточные отношения передач: U_чп =33 n_э = n_в u = 43,4 33= 1432 об/мин.

Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, используя табл. 24.9 [2] выбран тип электродвигателя: АИР 90L4

Мощность P = 2,2 кВт ; n_э = 1395 об/мин

Определение вращающего момента на тихоходном валу.



Определение передаточного числа привода.

Из предоставленных вариантов выбираем тот, который отвечает следующим требованиям:

1. Большее КПД

2. Температура масла в редукторе допустима

3. Масса механизма по возможности меньше.

На основе этих требований выбираем 2 вариант:

Межосевое расстояние - 160 мм

Масса мехнизма - 54.4 кг

Температура масла - 47.8 градусов

2. Проектные расчеты валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов

Червяк T_б= 13 Hм

Червячное колесо T_т= 355 Hм

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

Червяк:

Червячное колесо:

Выбираем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники:

Червяк: 7308А d=40мм, D=90мм, T=25,25мм, r=2,5мм;

Червячное колесо: 7209 d=45мм, D=85мм, T =20,75мм, r=2,0мм;

3. Подбор и расчет подшипников

При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из распечаток, сделанных на ЭВМ по стандартным программам, разработанным на кафедре РК - 3.

Определение сил, нагружающих подшипники.

При проектировании быстроходного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядные подшипники по схеме установки «врастяжку».

Диаметр вала под подшипник: d_п = 40 мм.

Fr = 1009.4 H

F_a= 2773.4 H

Ft = 406.9 H

= 2773.4·64 ·/2= 88.75 Н·м

Реакции в горизонтальной плоскости

Pеакции в вертикальной плоскости.

Реакции от консольной силы.

Полная реакция в опорах .

В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы

Предварительный выбор подшипника.

За основу берем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии: 7308А

Динамическая грузоподъемность Сr = 91.4 кН

Расчетные параметры: e=0.35



,

что меньше e=0.35, следовательно X = 1 и Y =0 (по табл.1.5, стр. 21, [4]).

,

что больше e=0.35, следовательно X = 0.4 и Y = 0.19 (по табл.1.5, стр. 21, [4]).

Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы.

Pr = (V·XFr + Y·Fa) ·KK_t [4, стр. 19],

где V - коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

K - коэффициент безопасности, K = 1,3 [4, таблица 1.7, стр. 22].

K_t - температурный коэффициент, K_t = 1, так как t 100 C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

К_Е - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима

работы. Так как у нас режим работы - II то К_Е = 0,63 [4, табл. 1.30, стр. 46].

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок;



Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов

L_10h = a₁·a₂₃· (10⁶/60·n) · (Cr/P_rЕ),

где к - показатель степени уравнения кривой усталости, для роликовых подшипников к = 10/3=3,33;

a₁ - коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90% a₁ = 1 [4, стр.23],

a₂₃ - коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника a₂₃ = 0,65 [4, табл. 1.9, стр.24].

L_10h = 1·0,65·(10⁶/(60·1417.3))·(91400/1207,33)^3,33 66473184 часов >> L = 10000 часов.

Расчет подшипников на червячном колесе.

Определение сил, нагружающих подшипники.

При проектировании тихоходного вала редуктора применили роликовые конические радиально-упорные подшипники.

Диаметр вала под подшипник: d_п = 45 мм.

Fr = 1009.4 H

F_A= 406.9 H

Ft = 2773.4 H



= 406.9·256 ·/2=52.08 Н·м

Реакции в горизонтальной плоскости.

Pеакции в вертикальной плоскости.

Реакции от консольной силы.

Полная реакция в опорах .

В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы

Предварительный выбор подшипника.

За основу берем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники: 7209

Динамическая грузоподъемность Сr = 50 кН

Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы.



Определение расчетного ресурса подшипника.

L_10h = 1·0,65·(10⁶/(60·44.3))·(50000/4309.28)^3,33 864787 часов >> L = 10000 часов.

Расчет подшипников на приводном вале.

Определение сил, нагружающих подшипники.

При проектировании приводного вала редуктора применили двухрядные шариковые сферические подшипники.

Диаметр вала под подшипник: d_п = 56 мм. Fk=1770 H. Ft = 1600 H

Реакции в горизонтальной плоскости.

Реакции от консольной силы.

Полная реакция в опорах .

В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы

Предварительный выбор подшипника.

За основу берем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники: 1311 Динамическая грузоподъемность Сr = 50.7 кН

Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы.

Определение расчетного ресурса подшипника.

L_10h = 1·0,65·(10⁶/(60·44.29))·(50700/4309.28)^3,33 860787 часов >> L = 10000 часов.

4. Проверочный расчет валов

Расчет валов на статическую прочность.

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.

Эпюры - см. Приложение 1.

Коэффициент перегрузки

где Тmax - максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют эквивалентные напряжения в том сечении вала, где действуют максимальные нагрузки.

где M_Е - эквивалентный изгибающий момент, T - крутящий момен, W - момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб .

Расчет тихоходного вала

Силы, действующие на вал.

Fr = 1009.4 H

F_A= 206.9 H

Ft = 2773.4 H

Консольно действующая нагрузка.

Критическое сечение - сечение I.

Расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал.

Fr = 1009.4 H

F_a= 2773.4 H

Ft = 406.9 H

Консольно действующая нагрузка.

Критическое сечение - сечение I.

Расчет приводного вала

Силы, действующие на вал.

Ft = 1600 H

Консольно действующая нагрузка.

Критическое сечение - сечение I.

Расчет вала на усталостную прочность.

Наиболее нагруженный вал - червяк.

Пределы выносливости вала в критическом сечении II

по таблицам 10.2 - 10.13 [[2 ] c. 165-171].



Следовательно червяк вынослив.

5. Расчет соединений

Расчет шпоночных соединений.

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 [_см]=200МПа

Быстроходный вал: T=13 Н·м;

Входной конец вала =Ш40 мм; b·h·l =12·8·70;

Тихоходный вал: Т=355 Н·м;

Выходной конец вала: Ш45 мм; b·h·l =12·8·70;

6. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

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-Т-С-320.

Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием.

7. Расчет муфт

Муфта со звездочкой

Выбираем по ГОСТ 14084-76 муфту с резиновой звездочкой Исполнения 2 на момент 16 Нм.

Муфта комбинированная - компенсирующая и предохранительная.

В качестве компенсирующей части используем зубчатую муфту.

Выбираем ее для момента 1000 Нм

В качестве предохранительной - срезная муфта ( с разрушающимся элементом)

Сила среза - 5.3 кН

d = 4 мм

D = 15 мм

Список использованной литературы

Д.Н. Решетов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 2000.

Д.Н. Решетов. Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.

М.В. Фомин. Расчеты опор с подшипниками качения.

М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001.

5. Л.П. Варламова, В.П. Тибанов. Методич. указания к выполнению д/з по разделу «Соединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1998.