Проектировочный расчет корпусных деталей

 

Толщина стенок корпуса:

 

 

по таблице нормальных линейных размеров принимаем

Толщина стенок крышки:

 

 

по таблице нормальных линейных размеров принимаем

Толщина ребра:

в сопряжении со стенкой корпуса:

 

.

 

в сопряжении со стенкой крышки:

 

Диаметр фундаментальных болтов:

 

 

по таблице нормальных линейных размеров принимаем

Толщина фундаментальных лап:

 

.

 

Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментальных лап.

 

 

По таблице нормальных линейных размеров принимаем .

Расстояние от края фланца до оси болта (винта):

 

 

По таблице нормальных линейных размеров принимаем .

Толщина подъемных ушей корпуса:

 

По таблице нормальных линейных размеров принимаем .

Расчет резьбовых соединений

 

Расчет фундаментных болтов:

 

Определение внешних нагрузок, действующих на болт в групповом болтовом соединении

Считая, что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает не раскрытие стыка при действии внешних нагрузок, и предполагая, что нагрузка между болтами и по поверхности стыка изменяется по линейному закону, получают наибольшую растягивающую внешнюю силу, действующую на болт:

 

 

Определения силы затяжки и расчетной осевой силы болта группового соединения

В расчетной практике принимают

 

,

 

где  - коэффициент затяжки  при , и  при ;  - коэффициент внешней нагрузки для проектировочного расчета и соединений из стальных и чугунных деталей рекомендуют: .

Проверим условия не раскрытия стыка

 

;

 

где:  - площадь поверхности стыка ;  - моменты инерции площади стыка относительно осей  и :

;

 

 - минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке, обеспечивающее жесткость и не раскрытие его .

Расчетная осевая сила болта определяется из выражения

Условие выполняется

 

().

 

Определение диаметра болта

Внутренний диаметр резьбы болта, при действии внешней не изменяющейся нагрузке

 

(), ,

 

где  - допускаемое напряжение растяжения ,  - предел текучести материала болта;  - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент  определяется по приближенной зависимости:

 

 

 

где  (т.к. болты из нелегированной стали)

т.к.

 класс точности 6,6 марки стали болта: Сталь 45, марка стали гайки: Сталь 15.

Для крепления редуктора к плите используем четыре болта:

Проверочный расчет болтов на статическую прочность.

Условие прочности:

 

,

 

где . При затяжке, контролируемой динамометрическим ключом .

Условие прочности выполняется.

Расчет болта на циклическую прочность

При действии внешней нагрузки изменяющейся от  до  коэффициент запаса прочности находится из соотношения

 

,

 

где  - придел выносливости болта при коэффициенте асимметрии цикла изменения напряжения  находится из формулы . Здесь  определяются в зависимости от диаметра болта, коэффициент  определяется из зависимости , где  - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений;  - теоретический коэффициент концентрации напряжения.

Действующая амплитуда напряжения:

 

 

Т.к. условия прочности для статических и циклических напряжений выполняются, то болты можно считать надежными.

Расчет КПД редуктора

 

С учетом потерь на трение в зацеплении , в подшипниках  и на размешивание и разбрызгивание масла  КПД равен:

 

.

 

Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости

 

,

где  - коэффициент трения в зацеплении; величину  находят из рис. 2.9 в зависимости от суммы скоростей контактирующих точек относительно зоны контакта: , где  - окружная скорость зубчатых колес. Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле

 

,

 

где - момент трения и частота вращения  - го подшипника; - число подшипников в опоре; - произведение момента и частоты вращения рабочего органа. Приближенное значение момента трения определяются из зависимости

 

,

 

где - коэффициент трения в подшипнике; - внутренней диаметр подшипника;  - радиальная нагрузка на подшипник. Ориентировочные значения коэффициентов  составляют: для радиальных шариковых однорядных подшипников - 0,0015; для радиальных с цилиндрическими роликами - 0,0011.

Расчет КПД быстроходной ступени

Для зацепления a-g:

 

Для зацепления g-b:

 

 

Момент трения в подшипниках вала:

Момент трения в подшипниках сателлита:

 

 

Расчет КПД тихоходной ступени

Для зацепления a-g:

 

Для зацепления g-b:

 

 

Момент трения в подшипниках вала:

Момент трения в подшипниках сателлита:

 

 

Общее КПД редуктора.

Расчет на нагрев и выбор смазки

Повышение температуры сопряженных поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил трения вызывает падение защитных свойств маслянистого слоя. Во избежание повышения интенсивности изнашивания и для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла  не должна превышать предельного допускаемого значения , при котором масло еще сохраняет свои защитные функции. Обычно принимают .

Для передач, работающих при постоянной нагрузке в течение времени, достаточного для появления установившегося теплового режима, надо обеспечить условие

 

;

 

Где  - установившаяся температура масла, °C; - мощность на ведущем валу передачи, Вт;  - КПД редуктора;  - температура окружающего воздуха (при отсутствии специальных указаний принимается равной );  - мощность теплового потока, отводимого от передачи в окружающую среду при перепаде температур в ,

 

,

 

где:  - коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса, не обдуваемого вентилятором ;  - коэффициент теплопередачи при использовании искусственного обдува корпуса, например центробежным вентилятором,  ( - скорость потока воздуха относительно охлаждаемой поверхности, ориентировочно принимают , мы примем , т.е. мы не будем ставить обдуватель, и проверим выполняется ли условие в этом случае);  и  - площади соответственно не обдуваемых и обдуваемых поверхностей корпуса, омываемых внутри маслом или его брызгами (включая 50% поверхности ребер, предназначенных для охлаждения). Для упрощения расчета площади не обдуваемой поверхности (вся поверхность редуктора) примем редуктор за шар радиусом R=200 мм.

Для смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение вязкости масла определяется в зависимости от фактора ; где  - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев;  - контактные напряжения, ;  - окружная скорость в зацеплении,

 

В соответствии с полученным значением вязкости выбираем индустриальное масло И-100А (ГОСТ 20799-75)

Выбор электродвигателя

 

Выбор электродвигателя из каталога производится по номинальной мощности

 

 

 

где  - расчетная мощность двигателя, определяемая с учетом режима работы привода, где - угловая скорость вала рабочего органа, рад/c,  - КПД механической передачи) и частота вращения.

Длительный режим работы характеризуется продолжительностью работы, достаточной для того, чтобы температура нагрева двигателя достигла установившегося значения. Заданный внешний переменный момент заменяют эквивалентным постоянным моментом, рассчитываемый по формуле

,

 

где  - ступень нагрузки  и соответствующий ей время работы по гистограмме; - суммарное время работы под нагрузкой.

Проверка двигателя на перегрузку преследует цель предотвратить «опрокидывание» (остановку нагрузкой) при резком увеличении внешней нагрузки. Проверку двигателя производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации, когда напряжение в электрической сети понижено до 10% (что соответствует уменьшению движущего момента на 19%), а нагрузка достигает максимального значения

 

,

 

где  - кратность максимального момента по каталогу для выбранного электродвигателя;  - максимальный момент по гистограмме (рис. 2.11 и 19.17 [1]).

 

 

Выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный двигатель серии 4А (при синхронной частоте вращения 1500 об/мин) климатического исполнения У, категории 3 по ГОСТ 19523-74, общего применения предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного тока с частотой 50 Гц.

А160М4У3 Р=18,5 кВт n=1500 об/мин.

Проверим двигатель на перегрузку:

 

 

Неравенство выполняется, следовательно, двигатель надежен.

Список литературы

 

1. «Курсовое проектирование деталей машин» Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев. И.И. Л.: «Машиностроение», 1983. - 400 с.

2. «Конструирование узлов и деталей машин» Дунаев П.Ф., Леликов О.П. М.: Издательский центр «Академия», 2003 - 496 с.

3. «Подшипники качения» Справочник-каталог. Под редакцией Нарышкина В.Н., Коросташевского Р.В. М.: «Машиностроение», 1984. - 280 с.

4. “Методическое указание к лабораторным работам по курсу «Деталей машин»”. Часть II. Под редакцией Кузьмина, Л.: «ЛМИ», 1986. - 69 с.

5. «Справочник конструктора-машиностроителя» Анурьев В.И. Том 1, М.: «Машиностроение», 1979. - 728 с.

6. «Справочник конструктора-машиностроителя» Анурьев В.И. Том 2, М.: «Машиностроение», 1982. - 584 с.

7. «Справочник конструктора-машиностроителя» Анурьев В.И. Том 3, М.: «Машиностроение», 1979. - 557 с.

8. «Сопротивление материалов» Феодосьев В.И. Том 2. М.: Изд-во «МГТУ им. Баумана», 2003. - 592 с.

9. «Сопротивление материалов» Беляев Н.М, 14-е издание. М.: «Наука», 1965. - 857 с.