Реферат: Кинематический расчет привода
Содержание
1. Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Определение общего КПД привода
1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя
1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя
1.5 Определение вращающегомомента на тихоходном валу
1.6 Определение действительного фактического передаточногочисла
2. Предварительный расчет валов
3. Расчет подшипников
3.1 Расчет подшипников на быстроходном валу
3.1.1 Определение сил, нагружающих подшипники
3.1.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости
3.1.1.2 Pеакции ввертикальной плоскости
3.1.1.3 Реакции от консольнойсилы
3.1.2 Полная реакция в опорах
3.1.2.1 Предварительный выборподшипника
3.1.2.2 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетомпеременности режима работы
3.1.2.3 Определение расчетного ресурса подшипника
3.2 Расчет подшипников на промежуточном валу
3.2.1 Определение сил, нагружающих подшипники
3.2.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости
3.2.1.2 Pеакции ввертикальной плоскости
3.2.1.3 Полная реакция в опорах
3.2.1.4 Предварительный выбор подшипника
3.2.1.5 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетомпеременности режима работы
3.2.1.6 Определение расчетного ресурса подшипника
3.3 Расчет подшипников на тихоходном валу
3.3.1 Определение сил, нагружающих подшипники
3.3.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости
3.3.1.2 Pеакции ввертикальной плоскости
3.3.1.3 Реакции от консольной силы
3.3.1.4 Полная реакция в опорах
3.3.1.5 Предварительный выбор подшипника
3.3.1.6 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетомпеременности режима работы
3.3.1.7 Определение расчетного ресурса подшипника
4. Проверочный расчет валов на прочность
4.1 Расчет тихоходного вала
4.1.1 Расчетная схема
4.1.2 Расчет на статическую прочность
4.1.3 Расчет на сопротивление усталости.
4.2 Расчет промежуточного вала
4.2.1 Расчетная схема
4.2.2 Расчет на статическую прочность
4.2.3 Расчет на сопротивление усталости
5. Выбор смазки редуктора
6. Проверка прочности шпоночного соединения
7. Подбор муфты
7.1 Муфта упругая с резиновой звездочкой
Список использованной литературы
1. Кинематический расчет привода/>1.1 Выборэлектродвигателя
Нахождение мощности на выходе.
/>
1.2 Определение общего КПД привода
hобщ = hред×h6подш×h2муфты,
где: hред — КПД редуктора; hподш — КПД подшипников;hмуфты — КПДмуфты.
hмуфты= 0,95; hред = 0,96; hподш= 0,99;
hобщ = 0,96 ×0,996×0,952 = 0,816.
1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя/>
1.4 Определение частоты вращения валаэлектродвигателя/>, nвх= nпр×u,
где: u= uбыстр×uтих;
Из таблицы 1.2 [1] выбраныпередаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:
uтих= (2,5…5,6); uбыстр=8
nвх= nв×u= 54,5 ×(2,5…5,6) ×8= 1490…2984 об/мин.
Исходя из мощности,ориентировочных значений частот вращения, используя табл.24.9 (уч. П.Ф. Дунаев,О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя:
АИР 90L2/2850
1.5 Определение вращающего момента на тихоходномвалу
Pm= Pэ. тр×hмуфты×hред = 2,8×0,95×0,96 =2,55 кВт
/>
1.6 Определение действительного фактическогопередаточного числа/>
Uд = Uред *Uрем. передачи= 52,3
Uрем.передачи = 2,4
Uред =52,3/2,4=22
Uред = 25
2. Предварительный расчет валов
Крутящий момент в поперечныхсечениях валов
Быстроходного Tб=16 H×м
Промежуточного Tпр=87 H×м
Тихоходного Tт=377,5 H×м
Предварительные значениядиаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
Для быстроходного:
/>
/>
/>
Для промежуточного:
/>
/>
/>
/>
Для тихоходного:
/>
/>
/>
Выбираем шариковые радиальнооднорядные подшипники средней серии. Для быстроходного вала: 305 d=25мм, D=62мм, В=17мм, r=2мм;
Для промежуточного: 306 d=30мм, D=72мм, В=19мм, r=2мм;
Для тихоходного: 309 d=45мм, D=100мм, В=25мм, r=2,5мм;
3. Расчет подшипников
При расчете подшипников силы,действующие в зацеплении, взяты из распечаток, сделанных на ЭВМ по стандартнымпрограммам, разработанным на кафедре РК — 3.
3.1 Расчет подшипников на быстроходном валу3.1.1 Определение сил, нагружающих подшипникиПри проектировании быстроходноговала редуктора применили шариковые радиальные однорядные подшипники по схемеустановки в распор.
Диаметр вала под подшипник: dп = 25 мм.
Fr = 380,4 H
/> = 194,67 H
Ft = 1026,8 H
T = 16Н·м
/>
/>=194,67·15,2 ·/>= 2,97 Н·м
3.1.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости/>
/>
/>
3.1.1.2 Pеакции ввертикальной плоскости/>
/>
/>
/>
3.1.1.3 Реакции от консольной силы
/>
/>
/>
3.1.2 Полная реакция в опорахВ расчете принимаем наихудшийвариант действия консольной силы
/>
/>
3.1.2.1 Предварительный выбор подшипникаЗа основу берем шариковыерадиально однорядные подшипники средней серии:
305 d=25мм,D=62мм, В=17мм, r=2мм;
Динамическая грузоподъемность Сr = 22,5 кН
Расчетные параметры: Y=2.3; X=0.56, е=0.19
3.1.2.2 Эквивалентные нагрузки на подшипник сучетом переменности режима работыPr = (V·XFr + Y·Fa) ·KsKt[4, стр.83],
где V — коэффициент вращения кольца, V =1, так как вращается внутреннее кольцо,
Ks — коэффициент безопасности, Ks = 1,4 [4, таблица 7.3, стр.84].
Kt — температурныйкоэффициент, Kt = 1, так как t £100 °C.
Fr и Fa — радиальные и осевые силы действующие на подшипник
КЕ — коэффициентэквивалентности, зависящий от режима
работы. Так как у нас режимработы — 3 то КЕ = 0,56 [4, стр.83].
X и Y — коэффициенты радиальных и осевых нагрузок;
/>
/>
/>, е=0.19, Х=0.56 и Y=2.30 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
/>, что больше e=0.19, следовательно X = 0.56 и Y = 2.30 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
/> />
3.1.2.3 Определение расчетного ресурса подшипникаТребуемый ресурс работыподшипника L = 20000 часов
L10h= a1·a23· (106/60·n) · (Cr/Pr) />,
где к — показатель степениуравнения кривой усталости, для шариковых подшипников к = 3;
a1 — коэффициент,учитывающий безотказность работы. Р = 90% a1 = 1 [1,стр.351],
a23 — коэффициент,учитывающий качество материала и условия смазки подшипника a23 = 0,7[1, стр.352].
L10h = 1·0,7· (106/60·2850) · (22500/796) 3» 92450часов >> L = 20000 часов.
3.2 Расчет подшипников на промежуточном валу3.2.1 Определение сил, нагружающих подшипникиПри проектированиипромежуточного вала редуктора применили шариковые радиальные однорядныеподшипники средней серии по схеме установки в распор.
Диаметр вала под подшипник: dп = 30 мм.
Fr1= 380.4 H; Fr2= 1216 H
/> = 194.67H; /> = 562.7 H
Ft1 = 1026.87 H;Ft2=3293.4 H
T = 87 Н·м
/>
/>=194.67·84.7 ·/>= 16.5 Н·м
/>
/>=562.7 ·25.36·/>= 14.27 Н·м
3.2.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости/>
/>
/>
3.2.1.2 Pеакции ввертикальной плоскости/>
/>
/>
3.2.1.3 Полная реакция в опорахВ расчете принимаем наихудшийвариант действия консольной силы
/>
/>
3.2.1.4 Предварительный выбор подшипникаЗа основу берем шариковыерадиальные однорядные подшипники средней серии:
306 d=30мм,D=72мм, В=19мм, r=2мм
Динамическая грузоподъемность Сr = 28,1 кН
Расчетные параметры: Y=1.6; e=0.37; X=0.4
3.2.1.5 Эквивалентные нагрузки на подшипник сучетом переменности режима работы
/>
/> X=0.56, Y=2.3, e=0.19
/><e,следовательно X = 1 и Y = 0 (потабл.17.1, стр.354, [1]).
/> Х=0.56,Y=2.14, e=0.2
/>>e,следовательно X=0.56 и Y=2.14 (потабл.17.1, стр.354, [1]).
/>/>
3.2.1.6 Определение расчетного ресурса подшипникаL10h = 1·0,7· (106/60·246.34)· (28100/2083) 3 » 116300часов >> L = 20000 часов.
3.3 Расчет подшипников на тихоходном валу3.3.1 Определение сил, нагружающих подшипники
При проектировании тихоходноговала редуктора применили щариковые радиальные однорядные подшипники по схемеустановки в распор.
Диаметр вала под подшипник: dп = 45 мм.
Fr = 1216.1 H
/> = 562.7 H
Ft= 3293.4 H
T = 377.5Н·м
/>
/>=562.7·114.5 ·/>=64.4 Н·м
3.3.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости/>
/>
/>
3.3.1.2 Pеакции ввертикальной плоскости/>
/>
/>
3.3.1.3 Реакции от консольной силы
/>
/>
/>
3.3.1.4 Полная реакция в опорахВ расчете принимаем наихудшийвариант действия консольной силы
/>
/>
3.3.1.5 Предварительный выбор подшипникаЗа основу берем шариковыерадиальные однорядные подшипники средней серии:
309 d=45мм,D=100мм, В=25мм, r=2,5мм
Динамическая грузоподъемность Сr = 52.7 кН
Расчетные параметры: Y=1.5; e=0.4; X=0.4
3.3.1.6 Эквивалентные нагрузки на подшипник сучетом переменности режима работы/>
/>
/>, X=0.56,Y=2.3, e=0.19
/>, что меньше e=0.19, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр.354, [1]).
/>/>
3.3.1.7 Определение расчетного ресурса подшипникаL10h = 1·0,7· (106/60·54.5) · (52700/7072.8) 3» 88551 >> L = 20000 часов.
Расчет подшипников приводноговала
/>
/>
/>
Силы, нагружающие подшипник
/>, />
Силы, действующие в вертикальнойплоскости.
/>
Силы, действующие вгоризонтальной плоскости.
/>
Полные реакции.
/>
Опора 1 нагружена больше,следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.
Выбор подшипника.
Выбирается подшипник шариковыйрадиальный сферический двухрядный легкой серии1209.
/>
/>/>
Определение эквивалентнойнагрузки.
/>
Определение расчетного ресурса.
Для сферического подшипника />
/>
/> следовательно,выбранный подшипник подходит.
Подбор посадки подшипника.
Внутреннее кольцо подшипникавращается, нагружение циркуляционное.
/>
по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное кольцо подшипниканеподвижно, нагружение местное.
По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.
4. Проверочный расчет валов на прочность
Проверку статической прочностивыполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действиякратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты насопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений,статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состоянияповерхности.
4.1 Расчет тихоходного вала4.1.1 Расчетная схема/>
Силы, действующие на вал.
Консольно действующая нагрузка. />
4.1.2 Расчет на статическую прочностьКоэффициент перегрузки
/>
где Тmax — максимальный кратковременно действующий крутящий момент.
В расчете определяют нормальные s и касательные t напряжения в рассматриваемом сечении валапри действии максимальных нагрузок.
/>
где Mmax — суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax- крутящий момент, /> - осевая сила, W и Wk — моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А — площадьпоперечного сечения.
/>
Частные коэффициенты запасапрочности.
/>
Общий коэффициент запасапрочности по пределу текучести.
/>
/>
Сечение 1.
/>
Значит, тихоходный вал в сечении1 прочен.
Сечение 2.
/>
/>
Значит, тихоходный вал всечении2 прочен.
Тихоходный вал прочен постатической нагрузке.
4.1.3 Расчет на сопротивление усталости.Для каждого из установленныхпредположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.
/>,
где Ss и St — коэффициенты запаса по нормальным икасательным напряжениям.
/>
Пределы выносливости вала врассматриваемом сечении.
/>
/>
Сечение 1.
/>
по таблицам 10.2 — 10.13 [2 c.165-171].
/>
/>
/>
Значит, вал в сечении 1 прочен.
Сечение 2.
/>
по таблицам 10.2 — 10.13 [2 c.165-171].
/>
/>
/>
Значит, вал в сечении 2 прочен.
Тихоходный вал прочен.
4.2 Расчет промежуточного вала4.2.1 Расчетная схема/>
4.2.2 Расчет на статическую прочностьСечение 1.
/>
/>
Значит, промежуточный вал всечении 1 прочен.
Сечение 2.
/>
/>
Значит, промежуточный вал всечении 2 прочен.
Промежуточный вал прочен постатической нагрузке.
4.2.3 Расчет на сопротивление усталостиПределы выносливости вала врассматриваемом сечении.
Сечение 1.
/>
по таблицам 10.2 — 10.13 [2 c.165-171].
/>
/>
/>
Значит, вал в сечении 1 прочен.
Сечение 2.
/>
по таблицам 10.2 — 10.13 [2 c.165-171].
/>
/>
/>
Значит, вал в сечении 2 прочен.
Промежуточный вал прочен.
5. Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощностина трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также дляпредохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплотытрущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передач широкоприменяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцыколес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгиваяего внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекаетв нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе,которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масласледующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкостьмасла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должнообладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости отконтактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения (из распечатки).
/>
По таблице 11.1 [2 c.173] выбирается кинематическая вязкость. По таблице 11.2 [2c.173] выбирается марка масла И-Г-А-32.
И — индустриальное
Г — для гидравлических систем
А — масло без присадок
32 — класс кинематическойвязкости
Подшипники смазываем тем жемаслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываютсяразбрызгиванием.
6. Проверка прочности шпоночного соединения
Все шпонки редукторапризматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты,соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Всешпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:
/>
Допускаемое напряжение смятия [dсм] =130МПа
Быстроходный вал: 16Н·м;
Входной конец вала =Ø17…20мм; b·h·l =4·4·28;
/>
Промежуточный вал: 87 Н·м;
Диаметр вала: Ø40мм; b·h·l=10·8·22;
/>
Тихоходный вал: 377.55Н·м;
Шпонка под колесо: Ø55мм;b·h·l=16·10·45;
/>
Выходной конец вала: =Ø40…32мм; b·h·l=16·10·70;
/>
Приводной вал: 377.55Н·м;
Входной конец вала: Ø55мм;b·h·l=16·10·70;
/>
Шпонка под звездочки: Ø56мм;b·h·l=16·10·56;
/>
7. Подбор муфты7.1 Муфта упругая с резиновой звездочкой
Компенсирующие способности муфтыневелики. При соединение несоосных валов муфта оказывает на них значительноесиловое воздействие. Она требует точного монтажа узлов. Размер муфты порасчетному моменту подбирают по справочнику и атласу [2, 8, 14]. По атласудеталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую с резиновой звездочкойтипа ГОСТ 14084-76.
T = 377.55, H/>м
n = 54.5 мин- 1
Выбираем муфту в исполнение II.
Предельные смещения валов:
/>
Радиальная жесткость (по ГОСТ14084-93):
/>
Радиальная сила:
/>
Список использованной литературы
1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов — Конструирование узлов и деталей машин. М.:«Высшая школа», 1985.
3. Д.Н. Решетов — Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение»,1992.
4. Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнениюдомашнего задания по разделу «Cоединения». М.,МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999.