Реферат: Кинематический расчет привода
Содержание1. Кинематический расчет привода. 2
2. Расчет первой косозубой передачи. 3
3. Расчет второй ступени. 7
4. Предварительный расчет валов редуктора. 11
5. Конструктивные размерышестерни 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. Кинематическийрасчет привода
1.1. Коэффициентполезного действия привода
/>
/> кпд косозубойпередачи с учетом потерь в подшипниках качения.
1.2. Требуемаямощность электродвигателя
/>
Выберемэлектродвигатель 4А-160S6 по ГОСТ 19523-81.
Рдв = 11 кВт
nc = 1000 об/мин
S = 2,7 – относительное скольжение
nдв = 1000 — /> = 940 об/мин
dдв = 38 мм
lсм = 80
1.3. Общеепередаточное число
/>
1.4. />
Примем />
Тогда />
При такойразбивке />
1.5. Угловыескорости валов
/>/>
/>/>
/>/>
1.6. Крутящиемоменты
/>
/>
/>
1.7. Результатырасчета 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 первойкосозубой передачи2.1. Исходныеданные
Тк=298 нм
и = 3,5
Режим работынепрерывный.
2.2. Выбираем:
— дляшестерни – сталь 45 термическая, обработка — улучшение, твердость НВ 230;
— для колеса– сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемоеконтактное напряжение определяют по формуле:
/>
где /> - пределконтактной выносливости при базовом числе циклов (/>=2НВ+70);
/> - коэффициентдолговечности, принимаем /> = 1;
/> – коэффициентбезопасности, принимаем /> = 1,1.
/>
2.3. Межосевоерасстояние рассчитываем по формуле:
/>,
где Ка – длякосозубых передач равно 4,3;
Кнр = 1,2,примем предварительно;
/> - коэффициентширины венца по межосевому расстоянию, равен 0,25, примем
/>
Примем /> = 180 мм.
2.4. Основныеразмеры первой ступени
Нормальныймодуль зацепления:
/>
Примем m =3,0 по ГОСТ 9563-60
Определяемсуммарное число зубьев:
/>
Предварительнопримем />=100
Примем /> зуба
/>
Уточним />
Уточнимпередаточное число /> - отличие незначительное
/>
/>
/>
Определимдиаметр вершин зубьев:
/>
/>
/>
Определимдиаметр вершин зубьев:
/>
/>
Ширинаколеса:
/>
/>
2.5. Проверочныйрасчет первой ступени:
Определимкоэффициент ширины шестерни по диаметру:
/>
Окружнаяскорость колес и степень точности:
/>
Принимаем8-ю степень точности
Коэффициент />
/> - коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем
/>
/>
/>
Проверкаконтактных напряжений:
/>
/>
Силы,действующие в зацеплении:
Окружная />
Радиальная />
Осевая />
Формула дляпроверочного расчета зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
/>
Коэффициентнагрузки />,где /> - коэффициентконцентрации нагрузки; /> =1,05 — коэффициент динамичности
/>
Допускаемоенапряжение определяем по формуле:
/>
/>
/> = 1,75
/> = 1
/>
Допускаемоенапряжение шестерни и колеса:
/>
/>
Находимотношение />
/>
/>
/>
Дальнейшийрасчет ведем для зубьев колеса
/>
Условиепрочности выполнено.
3. Расчет второй ступени
3.1. Исходныеданные для второй косозубой передачи:
Момент наколесе ТIII=7,62 нм
Передаточноечисло и2=2,7
3.2. Выборматериала и допускаемых напряжений:
— дляшестерни – сталь 45 термическая, обработка — улучшение, твердость НВ 230;
— для колеса– сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемоеконтактное напряжение определяют по формуле:
/>
где /> - пределконтактной выносливости при базовом числе циклов (/>=2НВ+70);
/> - коэффициентдолговечности, принимаем /> = 1;
/> – коэффициентбезопасности.
Длякосозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
/>
Расчетноедопускаемое контактное напряжение:
/>
Требуемоеусловие />
Примем />:
3.3. Межосевоерасстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
/>
Длякосозубых передач Ка = 43
/>
Примем />=200 мм по ГОСТ2185-66.
3.4. Определениеосновных размеров передачи
Нормальныймодуль зацепления
/>
Примем m = 4 и предварительно угол наклона зубьев />
Определениечисла зубьев шестерни и колеса:
/>, примем />
/>, примем />
/>
Уточняемзначение угла наклона:
/>
Основныеразмеры шестерни и колеса:
/>
/>
Проверка: />
Диаметрывершин зубьев:
/>
/>
Ширинаколеса:
/>
/>
3.5. Проверочныйрасчет передач
Определимкоэффициент ширины шестерни по диаметру:
/>
Окружнаяскорость
/>
Принимаем8-ю степень точности
Коэффициентнагрузки />
при />
/>
/>
Для колеса />
Дальнейшийрасчет ведем для зубьев колеса
/>
/>
Условиепрочности приемлемо.
Проверкаконтактных напряжений:
/>
/>
Силы,действующие в зацеплении:
Окружная />
Радиальная />
Осевая />
Проверяемзубья на выносливость по напряжениям изгиба:
/>
Коэффициентнагрузки />,где /> - коэффициентконцентрации нагрузки = 1,16; /> =1,1 — коэффициент динамичности
/>
Эквивалентноечисло зубьев:
/>
/>
/>
/>
/>
Допускаемоенапряжение определяем по формуле:
/>
/>
/> = 1,75
/> = 1
/>
Допускаемоенапряжение шестерни и колеса:
/>
/>
Находимотношение />
для шестерни:/>
4. Предварительный расчет валов редуктора
Принимаем,что допускаемое напряжение [rk] =20 МПа.
Диаметрвыходного конца
/>
Примем dH = 38 мм
dподш = 40 мм
dбуртн = 50 мм
/>
Примем dподш = 45 мм
dкол = 50 мм
dбуртн = 60 мм
/>
Принимаем dвых = 60 мм
dподш = 65 мм
dкол = 70 мм
dбуртн = 80 мм
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняемза одно целое с валом.
1. Колесокованное
Диаметр ступицы
dст = 1,6*dк=1,6*50=80 мм.
Длинаступицы />
Принимаем />
Толщинаобода />
Принимаем />
Толщинадиска с=0,3*bc=0,3*56=16,8 мм
2. Колесокованное
Диаметрступицы
dст = 1,6*dк=1,6*70=112 мм.
Длинаступицы />
Принимаем />
Толщинаобода />
Принимаем />
Толщинадиска с=0,3*b2=0,3*90=27 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщинастенок корпуса и крышки:
/>
Принимаем />, толщина стенкикорпуса
/>
Принимаем />, толщина стенкикрышки
Толщинафланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса корпуса и пояска крышки:
/>
нижнегопояса корпуса:
/>
ПринимаемР=20 мм.
Диаметрболтов: фундаментных
/>
Принимаемболты М 20.
Крепящихкрышку к корпусу у подшипников:
/>
Принимаемболты М 16.
Соединяющихкрышку с корпусом:
/>
Принимаемболты М 12.
Посадки: посадказубчатых колес на валы /> по ГОСТ 25347-82.
Шейки валовпод подшипники выполняем с отклонениями валов К6. Отклонения отверстий вкорпусе под наружные кольца по НZ.
/>7. Ориентировочныйрасчет вала I7.1. Расчетнаясхема вала
/>
Рисунок 1. Красчету вала I
К валуприкладываем рассчитанные силы и моменты
/>
Приложим всечении Е.
7.2. Определениереакций в опорах. Отнесем расчетную схему к осям XYZ.
/>
/>
Проверка />
430-1146-817+2393=0
Следовательно,реакции определены верно.
/>/>
/>/>
Суммарныерадиальные реакции
/>
/>
Величиныизгибающих моментов
пл Zх
MYE=0
/>
/>
МУВ=0
Плоскость XY
MZE= 0
/>
8. Ориентировочный расчет вала II
8.1. Расчетсхемы вала
/>
Рисунок 2. Красчету вала II
К оси валаприложим действующие силы
/>
По аналогиис расчетом вала I
/>
/>
/>/>
/>/>
Суммарныерадиальные реакции в опоре
/>
/>
Строим эпюрыизгибающих моментов
Плоскость Zх
MYА=0
/>
/>
МУВ=0
Плоскость XY
MZА= 0
/>
/>
/>
Наибольшеезначение изгибающих моментов в сечениях.
С />
Д />
9. Ориентировочный расчет вала III
9.1. Расчетнаясхема вала
/>
Рисунок 3. Красчету вала III
К валуприкладываем силы
/>
/>
/>
/>/>
/>/>
Суммарныерадиальные реакции
/>
/>
Строим эпюрыизгибающих моментов
Плоскость Zх
MYА=0
/>
/>
МZE=0
Плоскость XY
MХА= 0
/>
/>
Изгибающиесуммарные моменты в сечении вала
в сечении С />
в сечении В />
/>10. Расчет подшипников1. Вал I. Подшипник 108 С=16,8С0=9,3
Подбираемподшипник по более нагруженной опоре (1). Радиальная нагрузка в 1 опоре FrA=1292 н.
Эквивалентнаянагрузка
/>
Расчетнаядолговечность
/>
Окончательновыбираем подшипники 10 В.
2 Вал: подшипник209
с=33,2с0=18,6с=0,29
По болеенагруженному (В) FrB=2280 н
/>
Отношение />
/>
Окончательноустанавливаем подшипники 209.
3 Вал: подшипник113
с=30,7с0=19,6с=0,28
/>
Болеенагруженный подшипник А.
/>
Ресурсподшипника
/>
11. Проверка прочности шпоночных соединений
1 вал: подМУВПI38
d=38 ммb=10 ммh=8ммt1=5 мм
l = 50 ммТ = 88,4 нм
/>
2 вал: подколесом
d=50 ммb=16 ммh=10ммt1=6 мм
l = 50 ммТ = 298 нм
/>
3 вал: подколесом
d=70 ммb=20 ммh=12ммt1=7,5 мм
l = 80 ммТ = 762 нм
/>
12. Уточненный расчет валов
Проведемрасчет выходного вала III.
Из построенныхэпюр определяем опасное сечение С. Диаметр вала по колесом 70 мм. Шпоночный пазbxh 20х12 глубиной к валу t=7,5мм.
В опасномсечении действует изгибающий момент Мс=483000 нмм, крутящий момент Т=762000 нмм.
Момент сопротивлениясечения при изгибе и кручении
/>
/>
Расчет ведутпо коэффициентам запаса прочности при оэффициентам запаса прочности принормальных напряжениях
/>
по общемузапасу
/>
Для маркистали ГОСТ 1050-70 сталь 45 />
/>
/>
Эффективныйкоэффициент концентрации для шпоночного паза />
Масштабныекоэффициенты
Еr=0,79Er=0,67
Максимальныенапряжения
/>
Коэффициентзапаса
/>
/>
/>
В другихсечениях запас выносливости рассчитывается аналогичным образом.
/>13. Выбор муфты
Длясоединения двигателя и редуктора используем наиболее распространенную муфтувтулочно пальцевую МУВП.
Муфтагостирована и выбирается по ГОСТ 21424-92 по диаметру соединяемых валов.
В нашемслучае dдв=38 мм, dред=38 мм.
Примем муфту250-38-1 ГОСТ 21424-93.
Наибольшийкрутящий момент, который может передать выбранная муфта Тmax=250нм.
В нашемрасчете TI=88,4 нм.
14. Расчет смазки
Смазываниезубчатого редуктора осуществляем за счет погружения колес в масляную ванну, чтообеспечивает надежное смазывание и охлаждение колес.
Потребнуювязкость масла определяют с учетом скорости и твердости поверхности (контактнойвыносливости по параметру).
/> принимаемвязкость масла.
Длярассчитываемого редуктора этот периметр:
— длябыстроходной ступени /> вязкость />=60 сст
— длятихоходной ступени /> вязкость />=40 сст
Принимаеммасло средней вязкости />=50 сст
Маслоиндустриальное И=30А ГОСТ 20799-75
Объем масла,не менее 0,8 л на один кВт передаваемой мощности, то есть /> 7 л, что соответствуетуказанному на чертеже уровню.
Смазкуподшипников осуществляем этим же маслом, что обеспечивается разбрызгиванием приработе по стенкам, а подшипники установлением близко к торцу внутренней стенкиредуктора.