|
|
|
Кинематический расчет привода |
|
|
БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Кинематический расчет привода
Кинематический расчет привода
24 Содержание- 1. Кинематический расчет привода 2
- 2. Расчет первой косозубой передачи 3
- 3. Расчет второй ступени 7
- 4. Предварительный расчет валов редуктора 11
- 5. Конструктивные размеры шестерни и колеса 12
- 6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 13
- 7. Ориентировочный расчет вала I 14
- 8. Ориентировочный расчет вала II 16
- 9. Ориентировочный расчет вала III 18
- 10. Расчет подшипников 19
- 12. Уточненный расчет валов 21
- 13. Выбор муфты 23
- 14. Расчет смазки 23
1. Кинематический расчет привода1.1. Коэффициент полезного действия привода кпд косозубой передачи с учетом потерь в подшипниках качения. 1.2. Требуемая мощность электродвигателяВыберем электродвигатель 4А-160S6 по ГОСТ 19523-81. Рдв = 11 кВтnc = 1000 об/минS = 2,7 - относительное скольжениеnдв = 1000 - = 940 об/минdдв = 38 ммlсм = 801.3. Общее передаточное число1.4. Примем Тогда При такой разбивке 1.5. Угловые скорости валов1.6. Крутящие моменты1.7. Результаты расчета сведены в таблицу 1, данные которой используем в последующих расчетах. Таблица 1.|
Вал | | | | | | | | кВт | об/мин | с-1 | | | | I | 8,7 | 940 | 98,4 | 88,4 | | | II | 8,35 | 268 | 28 | 298 | | | III | 8 | 100 | 10,5 | 762 | | | | 2. Расчет первой косозубой передачи2.1. Исходные данныеТк=298 нми = 3,5Режим работы непрерывный. 2.2. Выбираем:- для шестерни - сталь 45 термическая, обработка - улучшение, твердость НВ 230;- для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200. Допускаемое контактное напряжение определяют по формуле: где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (=2НВ+70); - коэффициент долговечности, принимаем = 1; - коэффициент безопасности, принимаем = 1,1. 2.3. Межосевое расстояние рассчитываем по формуле: , где Ка - для косозубых передач равно 4,3; Кнр = 1,2, примем предварительно; - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, равен 0,25, примем Примем = 180 мм. 2.4. Основные размеры первой ступениНормальный модуль зацепления: Примем m = 3,0 по ГОСТ 9563-60Определяем суммарное число зубьев: Предварительно примем =100Примем зубаУточним Уточним передаточное число - отличие незначительноеОпределим диаметр вершин зубьев: Определим диаметр вершин зубьев: Ширина колеса: 2.5. Проверочный расчет первой ступени: Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру: Окружная скорость колес и степень точности: Принимаем 8-ю степень точностиКоэффициент - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем Проверка контактных напряжений: Силы, действующие в зацеплении: Окружная Радиальная Осевая Формула для проверочного расчета зубьев на выносливость по напряжениям изгиба: Коэффициент нагрузки , где - коэффициент концентрации нагрузки; =1,05 - коэффициент динамичностиДопускаемое напряжение определяем по формуле: = 1,75 = 1Допускаемое напряжение шестерни и колеса: Находим отношение Дальнейший расчет ведем для зубьев колесаУсловие прочности выполнено. 3. Расчет второй ступени3.1. Исходные данные для второй косозубой передачи: Момент на колесе ТIII=7,62 нмПередаточное число и2=2,73.2. Выбор материала и допускаемых напряжений:- для шестерни - сталь 45 термическая, обработка - улучшение, твердость НВ 230;- для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200. Допускаемое контактное напряжение определяют по формуле: где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (=2НВ+70); - коэффициент долговечности, принимаем = 1; - коэффициент безопасности. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение: Расчетное допускаемое контактное напряжение: Требуемое условие Примем : 3.3. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: Для косозубых передач Ка = 43Примем =200 мм по ГОСТ 2185-66. 3.4. Определение основных размеров передачиНормальный модуль зацепленияПримем m = 4 и предварительно угол наклона зубьев Определение числа зубьев шестерни и колеса: , примем , примем Уточняем значение угла наклона: Основные размеры шестерни и колеса: Проверка: Диаметры вершин зубьев: Ширина колеса: 3.5. Проверочный расчет передачОпределим коэффициент ширины шестерни по диаметру: Окружная скоростьПринимаем 8-ю степень точностиКоэффициент нагрузки при Для колеса Дальнейший расчет ведем для зубьев колесаУсловие прочности приемлемо. Проверка контактных напряжений: Силы, действующие в зацеплении: Окружная Радиальная Осевая Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба: Коэффициент нагрузки , где - коэффициент концентрации нагрузки = 1,16; =1,1 - коэффициент динамичностиЭквивалентное число зубьев: Допускаемое напряжение определяем по формуле: = 1,75 = 1Допускаемое напряжение шестерни и колеса: Находим отношение для шестерни: 4. Предварительный расчет валов редуктораПринимаем, что допускаемое напряжение [rk] =20 МПа. Диаметр выходного концаПримем dH = 38 ммdподш = 40 ммdбуртн = 50 ммПримем dподш = 45 ммdкол = 50 ммdбуртн = 60 ммПринимаем dвых = 60 ммdподш = 65 ммdкол = 70 ммdбуртн = 80 мм5. Конструктивные размеры шестерни и колесаШестерню выполняем за одно целое с валом. 1. Колесо кованноеДиаметр ступицыdст = 1,6*dк=1,6*50=80 мм. Длина ступицы Принимаем Толщина обода Принимаем Толщина диска с=0,3*bc=0,3*56=16,8 мм2. Колесо кованноеДиаметр ступицыdст = 1,6*dк=1,6*70=112 мм. Длина ступицы Принимаем Толщина обода Принимаем Толщина диска с=0,3*b2=0,3*90=27 мм. 6. Конструктивные размеры корпуса редуктораТолщина стенок корпуса и крышки: Принимаем , толщина стенки корпусаПринимаем , толщина стенки крышкиТолщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса корпуса и пояска крышки: нижнего пояса корпуса: Принимаем Р=20 мм. Диаметр болтов: фундаментных Принимаем болты М 20. Крепящих крышку к корпусу у подшипников: Принимаем болты М 16. Соединяющих крышку с корпусом: Принимаем болты М 12. Посадки: посадка зубчатых колес на валы по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонениями валов К6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по НZ. 7. Ориентировочный расчет вала I7.1. Расчетная схема валаРисунок 1. К расчету вала IК валу прикладываем рассчитанные силы и моменты Приложим в сечении Е. 7.2. Определение реакций в опорах. Отнесем расчетную схему к осям XYZ. Проверка 430-1146-817+2393=0Следовательно, реакции определены верно. Суммарные радиальные реакцииВеличины изгибающих моментовпл ZхMYE=0МУВ=0Плоскость XYMZE= 08. Ориентировочный расчет вала II8.1. Расчет схемы валаРисунок 2. К расчету вала IIК оси вала приложим действующие силыПо аналогии с расчетом вала IСуммарные радиальные реакции в опореСтроим эпюры изгибающих моментовПлоскость ZхMYА=0МУВ=0Плоскость XYMZА= 0Наибольшее значение изгибающих моментов в сечениях. С Д 9. Ориентировочный расчет вала III9.1. Расчетная схема валаРисунок 3. К расчету вала IIIК валу прикладываем силыСуммарные радиальные реакцииСтроим эпюры изгибающих моментовПлоскость ZхMYА=0МZE=0Плоскость XYMХА= 0Изгибающие суммарные моменты в сечении валав сечении С в сечении В 10. Расчет подшипников1. Вал I. Подшипник 108 С=16,8С0=9,3Подбираем подшипник по более нагруженной опоре (1). Радиальная нагрузка в 1 опоре FrA=1292 н. Эквивалентная нагрузкаРасчетная долговечностьОкончательно выбираем подшипники 10 В. 2 Вал: подшипник 209с=33,2с0=18,6с=0,29По более нагруженному (В) FrB=2280 нОтношение Окончательно устанавливаем подшипники 209. 3 Вал: подшипник 113с=30,7с0=19,6с=0,28Более нагруженный подшипник А. Ресурс подшипника11. Проверка прочности шпоночных соединений1 вал: под МУВПI38d=38 ммb=10 ммh=8 ммt1=5 ммl = 50 ммТ = 88,4 нм2 вал: под колесомd=50 ммb=16 ммh=10 ммt1=6 ммl = 50 ммТ = 298 нм3 вал: под колесомd=70 ммb=20 ммh=12 ммt1=7,5 ммl = 80 ммТ = 762 нм12. Уточненный расчет валовПроведем расчет выходного вала III. Из построенных эпюр определяем опасное сечение С. Диаметр вала по колесом 70 мм. Шпоночный паз bxh 20х12 глубиной к валу t=7,5 мм. В опасном сечении действует изгибающий момент Мс=483000 нмм, крутящий момент Т=762000 нмм. Момент сопротивления сечения при изгибе и кручении Расчет ведут по коэффициентам запаса прочности при оэффициентам запаса прочности при нормальных напряженияхпо общему запасуДля марки стали ГОСТ 1050-70 сталь 45 Эффективный коэффициент концентрации для шпоночного паза Масштабные коэффициентыЕr=0,79Er=0,67Максимальные напряженияКоэффициент запасаВ других сечениях запас выносливости рассчитывается аналогичным образом. 13. Выбор муфтыДля соединения двигателя и редуктора используем наиболее распространенную муфту втулочно пальцевую МУВП. Муфта гостирована и выбирается по ГОСТ 21424-92 по диаметру соединяемых валов. В нашем случае dдв=38 мм, dред=38 мм. Примем муфту 250-38-1 ГОСТ 21424-93. Наибольший крутящий момент, который может передать выбранная муфта Тmax=250 нм. В нашем расчете TI=88,4 нм. 14. Расчет смазкиСмазывание зубчатого редуктора осуществляем за счет погружения колес в масляную ванну, что обеспечивает надежное смазывание и охлаждение колес. Потребную вязкость масла определяют с учетом скорости и твердости поверхности (контактной выносливости по параметру). принимаем вязкость масла. Для рассчитываемого редуктора этот периметр:- для быстроходной ступени вязкость =60 сст- для тихоходной ступени вязкость =40 сстПринимаем масло средней вязкости =50 сстМасло индустриальное И=30А ГОСТ 20799-75Объем масла, не менее 0,8 л на один кВт передаваемой мощности, то есть 7 л, что соответствует указанному на чертеже уровню. Смазку подшипников осуществляем этим же маслом, что обеспечивается разбрызгиванием при работе по стенкам, а подшипники установлением близко к торцу внутренней стенки редуктора.
|
|
|
НОВОСТИ |
|
|
Изменения |
|
Прошла модернизация движка, изменение дизайна и переезд на новый более качественный сервер |
|