Реферат: Кинематический расчет привода

1. Подбор электродвигателя и кинематический расчетпривода

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода определяемсогласно [5,c.4] по формуле

/>               (1.1)

где h1 — к.п.д. плоскоременной передачи, h1 =0,97 [5,c.5]

h2- к.п.д. зубчатойпередачи h2= 0,97 [5,c.5]

h3-к.п.д. муфты h33=0,98 [3,c.352]

 h4 — к.п.д. пары подшипников каченияh4 = 0,99 [5,c.5]

h =0,97 × 0,972 × 0,98 ×0,994 = 0,86

1.2 Требуемую мощность электродвигателя Ртр, кВт,определяем согласно [5,c.4] по формуле

/>         (1.2)

где Р5 — требуемая мощность на ведомом валу, Р5= 5,5 кВт

/>кВт

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А112М2У3 с синхроннойчастотой вращения n = 3000 мин-1, с параметрами Рдв= 7,5 кВт и скольжением s = 2,5%.


1.3 Номинальную частоту вращения электродвигателя n, мин-1,определяем согласно [5,c.6] по формуле

/>           (1.3)

/>мин-1

1.4 Угловую скорость на валу электродвигателя 1, с-1, определяем по формуле

/>         (1.4)

/>с-1

1.5 Общее передаточное отношение привода u определяем согласно[5,c.8] по формуле

/>   (1.5)

где n5 — частота вращения ведомого вала, n5= 100 мин-1

/>

Принимаем передаточное число зубчатой прямозубой передачи согласно[5, с.7, с.36] u2 = 4.

Принимаем передаточное число зубчатой косозубой передачи согласно [5, с.7,с.36] u3 = 3,15.

Передаточное число клиноременной передачи u1 определяемпо формуле

/>                                          (1.6)

/>

Частота вращения вала электродвигателя n1 = 2925 мин-1

Частоту вращения валов редуктора ni, мин-1,определяем по формуле

/>                                             (1.7)

где i — порядковый номер вала

Частоту вращения ведущего вала n2, мин-1,определяем по формуле (1.7)

/>мин-1

Частоту вращения промежуточного вала n3, мин-1,определяем по формуле (1.7)

/>мин-1

Частоту вращения ведомого вала n4, мин-1,определяем по формуле (1.7)

/>мин-1

Частота вращения вала привода n5 =<sub/>n4=<sub/>100 мин-1

Угловая скорость вала электродвигателя 306,31с-1

Угловую скорость валов редуктора с-1,определяем по формуле

/>                                            (1.8)

Угловуюскорость ведущего вала с-1,определяем по формуле (1.8)

/> с-1

Угловую скорость промежуточного вала с-1,определяем по формуле (1.8)

/> с-1

Угловую скорость ведомого вала с-1,определяем по формуле (1.8)

/> с-1

Угловая скорость вала привода w4 = w4= 10,48  с-1

Вращающий момент на валу электродвигателя Т1, Нм,определяем согласно [5,c.4] по формуле

/>                        (1.9)

где Р1 — мощность на валу электродвигателя, Р1= 6,4  103 Вт

/>НЧм

Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т2, Нм,определяем по формуле

 

Т2 = Тu1 × hh4       (1.10)

Т2 = 20,89 × 2,32 ×0,97 × 0,99  = 46,54 НЧм

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора Т3, Нм,определяем по формуле

 

Т3= Т2 × u2 × h2 × h4 ,            (1.11)

Т3 =46,54 × 4 × 0,97 × 0,99= 178,77 НЧм

Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т4, Нм,определяем по формуле

 

Т4 =Т3 × u3 × h2 × h4 ,                (1.12)

Т4 =178,77 × 3,15 × 0,98× 0,99 = 540,77 НЧм

Вращающий момент валу привода,Т5, Нм, определяемпо формуле


Т5 =Т4 × h4 ,                        (1.13)

Т5 =540,77 × 0,99 = 524,66 НЧм


2. Расчет плоскоременной передачи

2.1 Диаметр меньшего шкива плоскоременной передачи d1,мм, определяем согласно [5,c.120] по формуле

/>                  (2.1)

/>мм

Подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 d1 = 160 мм

2.2 Диаметр ведомого шкива d2,мм, определяем согласно [5,c.120] по формуле

 

 d2 = d1 × u1,                 (2.2)

d2 = 160 × 2,32 = 371,2 мм

2.3 Межосевое расстояние а, мм, определяем согласно [5,c.121] по формуле

 

a =2 × (d1+ d2),                                         (2.3)

a = 2 × (160 + 371,2) = 1062,4 мм

2.4 Угол обхвата меньшего шкива a1, град, определяем согласно[5,c.121] по формуле

/>            (2.4)

/>

2.5 Длину ремня L, мм, (без учета припускана соединение концов) определяем согласно [5,c.121] поформуле

/> (2.5)

/>мм

2.6 Скорость ремня v, м/с, определяемсогласно [5,c.121] по формуле

 

v = 0,5 × wd1,           (2.6)

v= 0,5 × 306,31 × 160 ×10-3 = 24,5 м/с

2.7 Окружную силу Ftр,Н, определяем согласно [5,c.121] по формуле

/>            (2.7)

/>Н

2.8 По табл. 7.1. [5, с.119] выбираем ремень БКНЛ имеющий число прокладок z = 2; расчетную толщину прокладки с резиновой прослойкойd=1,2 мм; наибольшую допускаемую нагрузку на прокладку Po= 3 Н/мм ширины ремня

Проверяем выполнение условия согласно [5,c.123]по формуле


d< 0,025  d1              (2.8)

где d = do z = 1,2  2 = 2,4

d = 0,025  160 = 4

условие выполнено т. к. 2,4 < 4

2.9 Допускаемую рабочую нагрузку [p], МПа на1мм ширины прокладки определяем согласно [5,c.122] поформуле

[p] = Po× Ca× Cv× Cp× Cq,                           (2.9)

где Ca — коэффициент углаобхвата определяем согласно [5,c.122] по  формуле

/>

 

2.10 Ширину ремня b, мм, определяемсогласно [5,c.121] по формуле

/>          (2.12)

/>мм

принимаем b = 63 мм

2.11 Предварительное натяжение ветви ремня Fo,Н, определяем согласно [5,c. 121] по формуле

 

/>2.14

Напряжение от растяжения ремня s1, МПа, определяем согласно [5,c.123] по формуле

/>                    (2.16)

/>МПа

2.15 Напряжение от изгиба ремняsи, МПа, определяем согласно [5,c.123] по формуле

/>            (2.17)

где <sub/>= 100 МПа[5, с.123]

/>МПа


/>

Максимальноенапряжение не должно превышать предела выносливости max<sub/>£7 МПа[5, с.123)]

2.18 Число пробегов ремня с секунду l определяем согласно [5,c.124]по формуле

/>                                      (2.20)

/>

2.19 Долговечность ремня Но, ч, определяем согласно [5,c.124] по формуле

/>            (2.21)

где s — предел выносливости ремня, s= 7 МПа [5,c.123];

Сi — коэффициент,учитывающий влияние передаточного отношения

определяем согласно [5,c.124] по формуле

/>          (2.22)

/>

Сн — коэффициент, зависящий от изменения нагрузки, Сн = 1 [5,c.124]

/>

Рекомендуемая долговечность ремня Но не менее 2000 час[5, с.124]

2.10 Нагрузку на валы ременной передачи ,Н, определяем согласно [5,c.124] по формуле

/>                        (2.23)

/>Н


3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Выбираемматериалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, 230 1,для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка — улучшение, 2002.

/>

3.2Определяем допускаемые контактные напряжения />, МПа, согласно [5,c.33] поформуле

/>   (3.2)

гдеKHL<sub/>- коэффициент долговечности, KHL<sub/>=1 [5, с.33];

[]- коэффициент безопасности, [] = 1,2 [5, с.33].

Коэффициент долговечности KHL<sub/>определяем согласно [5, c.33]по формуле

/>  (3.3)

где NHO — число цикловнапряжений, соответствующее пределу вынос-

ливости, NHO = 15 106[3, c.130];

N — число цикловперемены напряжений зубьев за весь срок службы

согласно [3, c.130] определяем по формуле

/> (3.4)

где Lh — ресурс передачи.

Ресурс передачи Lh, ч,определяем по формуле

 

Lh = Т ×365 × 24 × Кгод×Ксут, (3.5)

Lh = 5 × 365 × 24 × 0,6× 0,3 = 7884 ч

Число циклов перемены напряжений зубьев шестерни N1за весь срок службы определяем согласно [3, c.145] поформуле

/>

Число циклов перемены напряжений зубьев зубчатого колеса за весь срок службыN2 определяем по формуле [3.4]

/>

при N > NHO,KHL = 1 [5, c.33].

Коэффициент долговечности для шестерни KHL1при соблюдении условия

 

N1 > NHO,

596,45106 > 15 106

равняется KHL1 = 1.

Коэффициент долговечности для зубчатого колеса KHL2при соблюдении условия

N2 > NHO,

149,12 ×106 >15 ×106

равняетсяKHL2 = 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни />, МПа, по формуле [3.2]

/> МПа

Определяемдопускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса />, МПа, по формуле [3.2]

/>МПа

Длядальнейших расчетов принимаем меньшее значение.

3.3 Определяем межосевое расстояние aw, мм, из условияконтактной выносливости зубьев согласно [5, c.32] по формуле

/>              (3.6)

гдеKH-коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения

нагрузкипо ширине венца, KH= 1 [5, с.32];

yba<sub/>- коэффициентширины венца колеса, yba<sub/>= 0,2 [5, с.32].

/>мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw=180мм

3.4 Определяем нормальный модуль зацепления m, мм, согласно [5,c.36] по формуле

m= (0,01 ¸0,02) × aw,        (3.7)

m= (0,01 ¸0,02) × 180  = 1,8 ё 3,6 мм

3.5Определяем число зубьев шестерни z1 согласно [5, c.37] поформуле

/>            (3.8)

/>

3.6Определяем число зубьев зубчатого колеса z2 по формуле

 

z2= z1× u2,                (3.9)

z2= 36 × 4  = 144

3.7Определяем делительные диаметры зубчатой передачи di, мм,согласно [5, c.37] по формуле

 

di = m × zi,              (3.10)


Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, поформуле [3.10]

 

d1 = 2 × 36 =72 мм

Определяем делительный диаметр зубчатого колеса d2, мм,по формуле [3.10]

 

d1 = 2 × 144 =288 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние aw, мм, согласно [5,c.37] по формуле

/>     (3.11)

/>мм

3.9Определяем диаметры вершин зубчатых колес dai, мм,согласно [5, c.293] по формуле

 

dai= di  + 2× m,        (3.12)

Определяемдиаметр вершин шестерни da1, мм, по формуле [3.12]

 

da1= 72 + 2 × 2 = 76 мм

Определяем диаметр вершин зубчатого колеса da2,мм, по формуле [3.12]


da2= 288  + 2 × 2 = 292 мм

3.10Определяем ширину колеса b2, мм, согласно [5, c.294] по формуле

 

b2=y × aw,               (3.13)

b2= 0,2 × 180  = 36мм

3.11Определяем ширину шестерни b1, мм, согласно [5,c.294] по формуле

 

b1= b2 + 5,                   (3.14)

b1= 36<sub/>+ 5 = 41 мм

3.12Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру bd согласно [5, c.33] по формуле

/>                      (3.15)

/>

3.13Определяем окружную скорость колес v, м/с, согласно [5, c.294] поформуле

/>       (3.16)

/>м/с

Притакой скорости для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степеньточности.

3.14Определяем коэффициент нагрузки KH согласно [5, c.39] по формуле

KH  = KHb ×KHv× KHa<sub/>,          (3.17)

где KHb  -коэффициент, KHb = 1,06 [5, с.39];          

KHv   — коэффициент, KHv = 1,05 [5, с.40];

KHa   — коэффициент, KHa =1 [5, с.39].

KH  =1,06<sub/>× 1,05 × 1 = 1,11

3.15Проверяем контактные напряжения Н, МПа,согласно [5, c.31] по формуле

/>              (3.18)

/>МПа

недогрузсоставляет />.

3.16Определяем окружную силу, действующую в зацеплении, Ft1,Н, согласно [5, c.41] по формуле

/>                   (3.19)

/>Н


3.17Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr, Н, согласно[5, c.294] по формуле

 

Ft1  = Ft1× tga,                                           (3.20)

где a = 20° — угол зацепления

Fr1  = 1293 × tg20°= 471 Н

3.18Определяем допускаемые напряжения согласно [5, c.43] по формуле

/>            (3.21)

гдеs°Flimb1 — значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба

Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни/>, МПа,принимаем согласно [5, c.44]

/>1,8 НВ1= 1,8  230 = 414 МПа

Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для колеса/>, МПа,принимаем согласно [5, c44]

/>1,8 НВ2= 1,8  200 = 360 МПа

/> — коэффициентбезопасности определяем согласно [5, c.43] по

формуле

/>       (3.22)

где/>-коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, />1,75 [5, с.45];

/> — коэффициент,учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, />1 [5, с.44].

/>

Определяемдопускаемые напряжения для шестерни />, МПа, по формуле [3.21]

/>МПа

Определяемдопускаемые напряжения для зубчатого колеса />, МПа, по формуле [3.21]

/>МПа

3.19Находим отношения согласно [5,c.295] по формуле

/>               (3.23)

гдеYF1 — коэффициент, учитывающий форму зубашестерни, YF1= 3,75

[5,с.42];

YF2— коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса,           

YF2= 3,6 [5, с.42].

Находимотношения для шестерни по формуле [3.23]

/>

Находимотношения для зубчатого колеса по формуле [3.23]

/>

Дальнейшийрасчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.20Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба F, МПа,<sub/>согласно ГОСТ 21354-75 по формуле

/>         (3.24)

гдеKF — коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] поформуле

 

KF= KFKFv,                  (3.25)

гдеKF — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузкипо длине зуба, KF= 1,12 [5, c.43];

KFv — коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,


KFv= 1,45 [5, с.43].

KF= 1,121,45 =1,62

/>МПа

условиеsF < [sF ]2 выполнено.


4. Расчет цилиндрической шевронной передачи

Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение 220 1, для зубчатогоколеса сталь 45, термическая обработка — улучшение 200 2

3.1 Предел контактной выносливости sHlimbi МПа, определяемсогласно [5, с.34] по формуле

 

sHlimbi= 2i + 70,                             (3.1)

Предел контактной выносливости шестерни Hlimb3, МПа, определяем по формуле [3.1]

 

sHlimb3= 2 220 + 70 = 510 МПа

Предел контактной выносливости для зубчатого колеса Hlimb4, МПа, определяем по формуле [3.1]

 

sHlimb4= 2 200 + 70 = 470 МПа

3.2 Допускаемые контактные напряжения />, МПа, определяем согласно [5, c.33] по формуле

/>    (3.2)

где KHL<sub/>-коэффициент долговечности определяем согласно [5, c.33]по формуле, KHL1 = 1

[] — коэффициентбезопасности, [] = 1,2 [5, с.33]

Допускаемые контактные напряжения для шестерни />, МПа, определяем по формуле [3.2]

/>МПа

Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса />, МПа, определяем поформуле [3.2]

/>МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение [sн], МПа,определяем согласно [5, c.35] по формуле

/>                               (3.6)

/>МПа

Проверяем выполнение условия согласно [5, c.35]по формуле

/>                                (3.7)

/>МПа

367,5 < 481,75 МПа — условие выполнено


3.3 Межосевое расстояние aw,мм, из условия контактной выносливости зубьев определяем согласно [5, c.32] по формуле

/>                 (3.8)

где KH-коэффициент, учитывающийнеравномерность распределе-

ния нагрузки по ширине венца, KHb<sub/> =1,25 [5, с.32];

1yba<sub/>-   коэффициент,yba<sub/>= 0,5 [5, с.32]

/>мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

aw<sub/>=180 мм

3.4 Нормальный модуль зацепления mn,,мм, определяем согласно [5, c.36] по формуле

 

mn= (0,01 ¸0,02) × aw ,                                (3.9)

mn=(0,01 ¸0,02) × 180  =1,8 ¸ 3,6 мм

принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 mn= 2,0мм

3.5 Число зубьев шестерни z3определяем согласно [5, c.37] по формуле

/>         (3.10)

где b — угол наклона зуба, предварительно принимаем b =35°

/>

принимаем z3 = 35

3.6 Число зубьев зубчатого колеса z4определяем по формуле

 

 z4= z3u3,                                       (3.11)

z4= 35  3,15 =110

Уточняем значение угла наклона b согласно [5, c.37] поформуле

/>                           (3.12)

/>

откуда находим значение b = 36°20¢

3.7 Делительные диаметры зубчатой передачи di, мм, определяем согласно [5, c.37]по формуле

/>                                        (3.13)

Делительный диаметр шестерни d3,мм, определяем по формуле [3.13]

/>мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d4,мм, определяем по формуле [3.13]

/>мм

3.8 Межосевое расстояние aw, мм, уточняем согласно [5, c.37]по формуле

/>               (3.14)

/>мм

3.9 Диаметры вершин зубчатых колес dai,мм, определяем согласно [5, c.293] по формуле

 

 dai= di+ 2mn,             (3.15)

Диаметр вершин шестерни da3,мм, определяем по формуле [3.15]

 

da3= 86,9 + 2 = 90,9 мм

Диаметр вершин зубчатого колеса da4,мм, определяем по формуле [3.15]

 

da4= 273,1 + 2 × 2 = 277,1 мм

3.10 Ширину колеса b4, мм,определяем согласно [5, c.294] по формуле

 

b4 = y×aw,                         (3.16)

b4= 0,5 × 180  = 90 мм


3.11 Ширину шестерни b3, мм,определяем согласно [5, c.294] по формуле

 

b2= b4 + 5,       (3.17)

b1= 90<sub/>+ 5 = 95 мм

3.12 Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybdопределяем согласно [5, c.33] по формуле

/>                      (3.18)

/>

3.13 Окружную скорость колес v, м/с,определяем согласно [5, c.294] по формуле

/>                   (3.19)

/>м/с

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-юстепень точности.

3.14 Определяем коэффициент нагрузки KH<sub/>согласно [5, c.39] по формуле

 

KH  = KHb ×KHv× KHa<sub/>,          (3.20)

где KHb<sub/> - коэффициент, KHb<sub/>= 1,12 [5, с.39];          

KHv<sub/>  — коэффициент, KHv<sub/>= 1 [5, с.40];          

KHa<sub/>  — коэффициент, KHa<sub/>= 1,06 [5, с.39]

KH  = 1,12<sub/>×1 × 1,06 = 1,19

3.15 Проверку контактных напряжений , МПа, определяем согласно [5, c.31] по формуле

/>                         (3.21)

/>МПа

условие sH   <  [sH] выполнено

3.16 Окружную силу, действующую в зацеплении, Ft2,Н, определяем согласно [5, c.41] по формуле

/>                                          (3.22)

/>Н

3.17 Радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr2,Н, определяем согласно [3, c.152] по формуле

/>                                 (3.23)

где a= 20° — угол зацепления

/>Н

3.18 Допускаемые напряжения определяем согласно [5, c.43]по формуле

/>

/>

3.19 Находим отношения согласно [5, c.295] поформуле

/>                          (3.27)

где YFi — коэффициент, учитывающий форму зуба, который следуетвыбирать по эквивалентному числу зубьев

Эквивалентное число зубьев определяем согласно [5, c.46]по формуле

/>      (3.28)

Эквивалентное число зубьев шестерни zv3определяем по формуле [3.28]

/>

Эквивалентное число зубьев зубчатого колеса zv4определяем по формуле [3.28]

/>

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, YF1= 3,61 [5, с.42]

Коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса, YF2= 3,6 [5, с.42]

Находим отношения для шестерни по формуле (3.28)

/>

Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.28]

/>


Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношениеменьше.

3.20 Зубья на выносливость по напряжениям изгиба sF, МПа,<sub/>согласно ГОСТ 21354-75проверяем по формуле

/>    (3.29)

где KF — коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42]по формуле

 

KF = KFKFv,    (3.30)

где KF — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, KF= 1,27 [5, c.43];

KFv — коэффициент, учитывающийдинамическое действие нагрузки,

KFv=1,1 [5, с.43]

KF = 1,271,1=1,4

Yb<sub/>- коэффициент для компенсации погрешностей определяемсогласно [5, c.46] по формуле

/>                 (3.32)

/>

KF — коэффициент, KF=0,92 [5, c.47]

/>МПа

условие sF < [sF]4 выполнено


5. Расчет валов

5.1 Диаметр выходного конца вала редуктора dкi, мм, порасчету на кручение определяем согласно [1.c.161] по формуле

/>                        (5.1)

где [t]к — допускаемое напряжение на кручение, МПа

Диаметр выходного конца ведущего вала dв1, мм, при []к<sub/>= 25 МПа определяем по формуле (5.1)

/>мм

принимаем: dв1 =20 мм

Диаметр подшипниковых шеекdп1 = 25 мм

Диаметр подшипниковых шеекпромежуточного вала dп2, мм, при []к<sub/>= 35 МПа определяем по формуле(5.1)

/> мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2 = 30 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 35 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала dв3, мм, при []к<sub/>= 25 МПа определяем по формуле (5.1)

/> мм

принимаем: dв2 = 50 мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2 = 55 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 60 мм


6 Конструктивные размеры передач

6.1 Диаметр ступицы dстi, мм, определяем согласно [1.c.233]по формуле

 

dстi = 1,6 dвi,                 (6.1)

Диаметр ступицы зубчатого колеса промежуточного вала dст1,мм, определяем по формуле (6.1)

 

dст1= 1,6 35 = 56 мм

Диаметр ступицы зубчатого колеса ведомого вала dст2,мм, определяем по формуле (6.1)

 

dст2= 1,6 60 = 96 мм

6.2 Длину ступицы Lстi, мм, определяем согласно[1.c.233] по формуле

Lст2= (1,2 ¸1,5) × 60 = 72 ¸ 90 мм

принимаем Lст2 = 90 мм по ширине венца зубчатого колеса


/>


7. Конструктивные размерыкорпуса редуктора

 

7.1 Толщину стенок корпуса редуктора , мм, определяемсогласно [1.c.241] по формуле

 

d = 0,025 × aw + 3, = 0,025 ×180 + 3 = 7,5 мм

принимаем  d= 8 мм

7.2 Толщина стенок крышки редуктора 1, мм,определяем согласно [1.c.241] по формуле



 d1 = 0,02 × aw+ 3,                 (7.2)

1 = 0,02 × 180 +3 = 6,6 мм

принимаем d= 8 мм

7.3 Толщину фланцев верхнего пояса корпуса редуктора b, мм,определяем согласно [1.c.241] по формуле

 

b =1,5 ×d,                 (7.3)

b = 1,5 ×8 =12 мм

7.4 Толщину фланцев нижнего пояса крышки редуктора b1,мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

 

b1= 1,5 ×d 1,                                                (7.4)

b1 = 1,5 ×8= 12 мм


7.5 Толщину фланцев нижнего пояса корпуса редуктора p, мм, определялисогласно [1.c.241] по формуле

 

p =2,35 ×d,                 (7.5)

p = 2,35 ×8= 19 мм

7.6 Диаметр фундаментных болтов d1, мм, определяемсогласно [1.c.241] по формуле

 

d1= (0,03 ¸ 0,036) × aw+ 12,             (7.6)

d1 = (0,03 ¸0,036) × 180 + 12 = 17,4 ¸ 18,5 мм

принимаем болты с резьбойM20

7.7 Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора у подшипников d2,мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

 

 d2= (0,7 ¸ 0,75) × d1;              (7.7)

d2 = (0,7 ¸0,75) × 20 = 14 ¸15 мм

принимаем болты с резьбойM16

7.8 Диаметр соединяющих крышку с корпусом d3, мм,определяем согласно [1.c.241] по формуле

 

d3= (0,5 ¸ 0,6) × d1,                                     (7.8)

d3 = (0,5 ¸0,6) × 20 = 10 ¸12 мм

принимаем болты с резьбойM12


8. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сеченийпо ГОСТ 23369-78. Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

8.1 Ведущий вал

При диаметре шейки вала d = 20 мм выбираем шпонку сечением b= 6 мм, h = 6 мм, глубина паза t1 = 3,5 мм, принимаемдлину шпонки L = 50 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см  = 110...190 МПа[3, с.77] по формуле

/>        (8.1)

/>МПа

Условие sсм£ [s]см выполнено

8.2 Промежуточный вал

При диаметре шейки вала d = 35 мм, выбираем шпонку сечением b=10мм,h = 8 мм, глубина паза t1 = 5 мм, приняли длину шпонкиL = 40 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении s]см  = 110...190 МПа[3, с.77] по формуле

/>        (8.2)

/>МПа

Условие sсм£ [s]см выполнено

8.3 Ведомый вал

При диаметре шейки вала d = 50 мм, выбираем шпонку сечением b= 14 мм, h = 9 мм, глубина паза t1 = 5,5 мм, принялидлину шпонки L = 80 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа[3, с.77] по формуле

/> (8.3)

/>МПа

Условие sсм£ [s]см выполнено

При диаметре шейки вала d = 60 мм, выбираем шпонку сечением  b= 18 мм, h = 11 мм, глубина паза t1 = 7 мм, принялидлину шпонки L = 80 мм

Проверяли выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа[3.с.77] по формуле

/>         (8.4)

/>МПа

Условие sсм£ [s]смвыполнено


9. Первый этап компоновки редуктора

9.1 Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осямвалов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1. Проводим горизонтальную линию- ось ведущего вала, наметим положение оси промежуточного вала, при этом осьпромежуточного вала проводим параллельно оси ведущего вала на расстоянии aw= 180 мм. Намечаем положение оси ведомого вала, при этом ось ведомого валапроводим параллельно оси промежуточного вала на расстоянии aw= 180 мм.

9.2 Конструктивно упрощенно оформляем по найденным выше размерам шестернии зубчатого колеса. Ступицы выполняем симметрично относительно зубчатого венца

9.3 Предварительно намечаем подшипники:

— ведущий вал — dп1 = 25 мм, шариковые радиальныеоднорядные;

— промежуточный вал — dп2 = 30 мм, шариковые радиальныеоднорядные;

— ведомый вал — dп2 = 55 мм, шариковые радиальныеоднорядные.

Данные о подшипниках выписываем из каталога ГОСТ 8338-75 и заносим в таблицу9.1

Таблица 9.1 — Данные подшипников

Вал Условное обозначение подшипника

d

(мм)

D

(мм)

В

(мм)

С

(кН)

Ведущий 205 25 52 15 14 Промежуточный 206 30 62 16 19,5 Ведомый 111 55 90 18 28,1

9.4 Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса

а) принимаем зазор от окружностей вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса8 мм, равной толщине стенки редуктора;

б) принимаем зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутреннейстенкой корпуса 1,2d;

в) глубину гнезда подшипника принимаем равной 40 мм, для размещения болта,соединяющего крышку редуктора с корпусом, принятого выше М16;

г) толщину фланца крышки подшипника принимаем равной 8 мм, болты для креплениякрышки подшипника принимаем равными М8;

д) высота головки болта, крепящего крышку подшипника равна 5,5 мм,принимаем зазор между торцом крышки подшипника и ступицей звездочки цепнойпередачи равным 5 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l1 = 90мм, l2= 155мм; l3 = 50 мм, l4 = 75мм, l5= 80 мм; l6 = 55 мм, l7 = 80 мм; l8= 135 мм; l9 = 100 мм


10. Расчет подшипников

10.1 Ведущий вал

Реакции опор в плоскости xz

/>Н

/>Н

проверка: Ft1 — Rx1 — Rx2 = 1293 — 315 — 978 = 0

Реакции опор в плоскости yz

/>Н

/>Н

проверка:Fr1+ Fв + Ry2 — Ry1 = 471 + 812 + 20 — 1303 = 0

Суммарные реакции

/>Н

/>Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры1, Н, определяем согласно [1.c.212] по формуле


i= V × Pri× Kб× KТ     (10.1)

где V — коэффициент, учитывающий вращение колец подшипников,

V = 1 [1.c.212]

— коэффициент нагрузки, = 1,2[1.с.214]

— температурный коэффициент, =1 [1.с.214]

 

1 = 1× 1340,8×1,2 × 1 = 1608,9 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L1,млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

/> (10.2)

/>

Рисунок 10.1 Расчетнаясхема ведущего вала

/>млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh1,ч, определяем согласно [1.c.211] по формуле

/>ч

Условие Lh1 > Lhвыполнено,подшипник пригоден.

10.2 Промежуточный вал

Реакции опор в плоскости xz

/>Н

/>Н

проверка: Ft1+ Ft2 — Rx3 — Rx4 = 1293 + 4115 — 2984- 2424 = 0

Реакции опор в плоскости yz

/>Н

/>Н

проверка:Fr2-Fr1 — Ry3 — Ry4 = 1859 — 471– 1072 – 316 = 0

Суммарные реакции

/>Н

/>Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры3, Н, определяем согласно по формуле [10.1] при = 1,1 [1.с.214]

 

3 = 1 ×3170,6 × 1,1 × 1 = 3487,7 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L2,млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

/>млн.об.

Рисунок 3.2 Расчетная схема промежуточного вала

  />

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh2,ч, определяли согласно [1.c.211] по формуле

/>ч

Условие Lh2 > Lh выполнено,подшипник пригоден.

10.3Ведомый вал

Реакции опор в плоскости xz

/>,

где — радиальная сила, вызваннаярадиальным смещением муфты.

Радиальнуюсилу , Н, зубчатой муфты определяемсогласно [3, с.352 ] по формуле

/>      (10.3)

где – делительный диаметр зубчатогозацепления муфты, = 75 мм

/> Н

принимаем = 2500 Н.


/>Н

/>Н

проверка: Ft2 +Rx5 — Rx6= 4115 + 2500 – 1421 — 5194 = 0

Реакции опор в плоскости yz

/>Н

/>Н

проверка:Fr2 — Ry5 — Ry6 = 1859 — 1167 — 692 = 0

Суммарные реакции

/>Н

/>Н

  />

Рисунок 3.3 Расчетнаясхема ведомого вала

Эквивалентнуюдинамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры 6,Н, определяем по формуле [10.1] при = 1,3 [1.с.214]

 

6 = 1 ×5239,8 × 1,3 × 1 = 6811,8 Н

Расчетнуюдолговечность выбранного подшипника L3, млн.об., определяем согласно[1.c.211] по формуле

/>млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh1,ч, определяем по формуле [10.2]

/>ч

Условие Lh3 > Lh выполнено,подшипник пригоден.


11. Уточненный расчет валов

Принимаем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричномуциклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

11.1 Ведущий вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка — нормализация, σВ= 570МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба ,МПа, определяем согласно [5,c.162] по формуле

 s-1 = 0,43 × sВ,                 (11.1)

s-1<sub/>= 0,43 × 570 = 245,1 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений t-1, МПа, определяем согласно[5,c.164] по формуле

 

t-1 = 0,58 × s-1,                    (11.2)

t-1 = 0,58 × 245,1 = 142,16 Мпа

Сечение А — А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночнойканавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем толькона кручение.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала />, мм2, определяем согласно[5,c.165] по формуле

/>             (11.3)

где d — диаметр вала, мм;

b — ширина шпоночной канавки, мм;

t1 — глубина шпоночной канавки, мм

/>мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала v, МПа, определяем согласно [5,c.166] по формуле

/>              (11.4)

/>МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям />согласно[5,c.164] по формуле

/>       (11.5)

где k — эффективный коэффициентконцентрации касательных напряжений, k = 1,5 [5,c.165];

/>(11.4)

/>МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательнымнапряжениям />согласно [5,c.164] по формуле

/>/>

Сечение Б — Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающиймоменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника сгарантированным натягом.

Находим значения коэффициентов:

/>2,5 [5, с.166];

/> [5,c.166]

Определяем изгибающий момент M, Нмм, в сечении

 

M = ×l1 = 812 × 90 =77,14 × 103 Н×мм

Осевой момент сопротивления W, мм3,определяем согласно [5,c.165] по формуле

/>      (11.6)

/> мм3

Амплитуду нормальных напряжений />, МПа, определяем согласно[5,c.298] по формуле

/>                                  (11.7)

/>МПа

Полярный момент сопротивления />, мм3, определяемсогласно [5,c.315] по формуле

/>                    (11.8)

/>мм3

Амплитуду касательных напряжений />, МПа, определяем согласно[5,c.315] по формуле

/>                   (11.9)

/> МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям /> согласно[5,c.162] по формуле

/>                (11.10)

/>

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям /> определяем по формуле(11.5)

/>

Результирующий коэффициент запаса прочности s определяем согласно [5,c.162] по формуле

/>             (11.11)

/>

11.2 Промежуточный вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка — улучшение, В= 780МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба ,МПа, определяем по формуле (11.1)

s-1<sub/>= 0,43 × 780 = 335,4 МПа

Предел выносливости стали при симметричном циклекасательных напряжений t-1,МПа, определяем по формуле (11.2)

 

t-1 = 0,58 × 335,4 = 194,53 МПа

Сечение А — А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночнойканавки.

Определяем изгибающие моменты в сечении

 

Mx= Rx3 ×L4 = 2984 × 75 = 223,8 × 103  Н×мм

= 3 ×L4 = 1072 × 75 = 80,38 × 103  Н×мм

Суммарный изгибающий момент в сечении М, Нмм, определяемсогласно [5,c.298] по формуле

/>                   (11.12)

/> Нмм

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала />, мм3, определяем поформуле (11.3)

/>мм3

Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала />, мм3, определяемсогласно [5,c.165] по формуле

/>             (11.13)

/> мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала />, МПа, определяемпо формуле (11.4)

/>МПа

Амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала />, МПа, определяемсогласно [5,c.314] по формуле

/>                  (11.14)

/>МПа

Находим значения коэффициентов: k= 1,7; k= 1,8; δv = 0,75 [5,c.166]; δ= 0,87 [5,c.166].

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям поформуле (11.5)

/>

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям поформуле (11.10)

/>

Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле (11.11)

/>

11.3 Ведомый вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка — нормализация,

σВ= 570 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба ,МПа, определяем по формуле (11.1)

s-1<sub/>= 0,43 × 570 = 245,1 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений s-1, МПа, определяем по формуле(11.2)

 

 s-1= 0,58 245,1 = 142,16 МПа

Сечение А — А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночнойканавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем толькона кручение.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала определяем по формуле(11.3)

/>мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении валаопределяем по формуле (11.4)

/>МПа

Находим значения коэффициентов: τ = 0,7 [5,c.166]; k = 1,5 [5,c.166];

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям поформуле (11.5)

/>

Сечение Б — Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающиймоменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника сгарантированным натягом.

Находим значения коэффициентов:

/>3,5 [5, с.166];

/> [5,c.166].

Определяем изгибающий момент M, Нмм, в сечении

 

M= l9 = 2500 100 = 250 103 Нмм

Осевой момент сопротивления W, мм3,определяем по формуле [11.6]

/> мм3

Амплитуду нормальных напряжений />, МПа, определяем по формуле [11.7]

/>МПа

Полярный момент сопротивления />, мм3, определяем поформуле [11.8]

/>мм3

Амплитуду касательных напряжений />, МПа, определяем по формуле [11.9]

/> МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям /> по формуле [11.10]

/>

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям /> определяем по формуле(11.5)

/>


Результирующий коэффициент запаса прочности sопределяем по формуле [11.11]

/>

Сечение В — В. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночнойканавки.

Определяем изгибающие моменты в сечении

 

Mx= Rx5 ×L7 = 1421 × 80= 113,68 × 103 Н×мм

My= Ry5  ×L7 = 1167 ×80 = 93,38 × 103 Н×мм

Суммарный изгибающий момент в сечении определяем согласно по формуле(11.12)

/> Нмм

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала определяем по формуле(11.3)

/>мм3

Моментсопротивления изгибу нетто сечения вала определяем по формуле (11.13)

/>мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении валаопределяем по формуле (11.4)

/>МПа

Амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе валаопределяем по формуле (11.7)

/>МПа

Находим значения коэффициентов: k= 1,6 [5,c.166];  = 0,68 [5,c.166]; = 0,78 [5,c.166]

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям поформуле (11.5)

/>

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям поформуле (11.10)

/>


Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле (11.11)

/>


12. подбор и расчёт муфты

Расчетный вращающий момент Tp, Н мм,определяем согласно [7,c.20] по формуле

электропривод редуктор проверочный расчет

/>          (12.1)

где К1 — коэффициент, учитывающий степеньответственности передачи, К1 = 1 [7, с.20];

К2 — коэффициент, учитывающий условия работы, К2= 1 [7, с.20];

К3 — коэффициент, углового смещения, К3= 1 [7, с.21]

 

/> Нмм

Подбираем муфту зубчатую с посадочным отверстием ∅50 и ∅55типа 1 и номинальным крутящим моментом 1600 Н м. Муфта 1-1600-50-55ГОСТ Р 50895-96.


13.Подбор смазки редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса вмасло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колесапримерно на высоту зуба. Объем масляной ванны V, л, определяем израсчета 0,5 0,8л на 1 кВт передаваемой мощности согласно [5,c.251] поформуле

 

V = 0,5  Pтр, (13.1)

V= 0,5 6,4 = 3,2 л

По табл. 10.8. [5, с.253] устанавливаем вязкость 60  106м2/с.

По табл. 10.10. [5, с.253] принимаем масло индустриальное марки И-30А поГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1[5, с.203].


Литература

1 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: -4-е изд.Перераб. и доп. М., Машиностроение. 1974 — Т.2 -576с.: ил.

2 ГОСТ Подшипники качения: М., Издательство стандартов. 1989 — Ч.1 440с.ил.

3 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. Спец.Техникумов. -4-е изд. Перераб. и доп. — М.: Высш. шк., 1987г. — 363с.: ил.

4 Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 3-е, испр. и перераб.М., Машиностроение. 1975 — 656с.: ил.

5 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектированиедеталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностейтехникумов — 2-е изд. перераб. и доп. -М.; Машиностроение, — 1988г. — 416с.;ил.

6 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. Пособие длятехникумов. — М.: Высш. Шк., 1991. — 432с.: ил.

7. ГОСТ Р 50895-96.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству