Рефераты

Главная

Начертательная геометрия

Оккультизм и уфология

Педагогика

Полиграфия

Политология

Программирование
компьютеры и кибернетика

Производство и технологии

Социальная работа

Начертательная геометрия

Не сортированные

Таможенная система

Теория государства и права

Арбитражный процесс

Нотариат

Менеджмент

Металлургия

Минералогия

Москвоведение

Кинематический расчет привода

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 привода
1.1. Коэффициент полезного действия привода

кпд косозубой передачи с учетом потерь в подшипниках качения.

1.2. Требуемая мощность электродвигателя

Выберем электродвигатель 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. Общее передаточное число

1.4.

Примем

Тогда

При такой разбивке

1.5. Угловые скорости валов

1.6. Крутящие моменты

1.7. 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 передачи
2.1. Исходные данные

Тк=298 нм

и = 3,5

Режим 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 ступени

Нормальный модуль зацепления:

Примем m = 3,0 по ГОСТ 9563-60

Определяем суммарное число зубьев:

Предварительно примем =100

Примем зуба

Уточним

Уточним передаточное число - отличие незначительное

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 точности

Коэффициент

- 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 динамичности

Допускаемое напряжение определяем по формуле:

= 1,75

= 1

Допускаемое напряжение шестерни и колеса:

Находим отношение

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса

Условие прочности выполнено.

3. Расчет второй ступени
3.1. Исходные данные для второй косозубой передачи:

Момент на колесе ТIII=7,62 нм

Передаточное число и2=2,7

3.2. 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 = 43

Примем =200 мм по ГОСТ 2185-66.

3.4. Определение основных размеров передачи

Нормальный модуль зацепления

Примем m = 4 и предварительно угол наклона зубьев

Определение числа зубьев шестерни и колеса:

, примем

Уточняем значение угла наклона:

Основные размеры шестерни и колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

3.5. Проверочный расчет передач

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость

Принимаем 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки

при

Для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса

Условие 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 динамичности

Эквивалентное число зубьев:

Допускаемое напряжение определяем по формуле:

= 1,75

= 1

Допускаемое напряжение шестерни и колеса:

Находим отношение

для шестерни:

4. Предварительный расчет валов редуктора
Принимаем, что допускаемое напряжение [rk] =20 МПа.

Диаметр выходного 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 выполняем за одно целое с валом.

1. Колесо кованное

Диаметр ступицы

dст = 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 мм

2. Колесо кованное

Диаметр ступицы

dст = 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 редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем , толщина стенки корпуса

Принимаем , толщина стенки крышки

Толщина 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 I
7.1. Расчетная схема вала

Рисунок 1. К расчету вала I

К 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=0

Следовательно, реакции определены верно.

Суммарные радиальные реакции

Величины изгибающих моментов

пл Zх

MYE=0

МУВ=0

Плоскость XY

MZE= 0

8. Ориентировочный расчет вала II

8.1. Расчет схемы вала

Рисунок 2. К расчету вала II

К оси вала приложим действующие силы

По аналогии с расчетом вала I

Суммарные радиальные реакции в опоре

Строим эпюры изгибающих моментов

Плоскость Zх

MYА=0

МУВ=0

Плоскость XY

MZА= 0

Наибольшее значение изгибающих моментов в сечениях.

9. Ориентировочный расчет вала III
9.1. Расчетная схема вала

Рисунок 3. К расчету вала III

К валу прикладываем силы

Суммарные радиальные реакции

Строим эпюры изгибающих моментов

Плоскость Zх

MYА=0

МZE=0

Плоскость XY

MХА= 0

Изгибающие суммарные моменты в сечении вала

в сечении С

в сечении В

10. Расчет подшипников
1. Вал I. Подшипник 108 С=16,8С0=9,3

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре (1). Радиальная нагрузка в 1 опоре FrA=1292 н.

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность

Окончательно выбираем подшипники 10 В.

2 Вал: подшипник 209

с=33,2с0=18,6с=0,29

По более нагруженному (В) FrB=2280 н

Отношение

Окончательно устанавливаем подшипники 209.

3 Вал: подшипник 113

с=30,7с0=19,6с=0,28

Более нагруженный подшипник А.

Ресурс подшипника

11. Проверка прочности шпоночных соединений

1 вал: под МУВПI38

d=38 ммb=10 ммh=8 ммt1=5 мм

l = 50 ммТ = 88,4 нм

2 вал: под колесом

d=50 ммb=16 ммh=10 ммt1=6 мм

l = 50 ммТ = 298 нм

3 вал: под колесом

d=70 ммb=20 ммh=12 ммt1=7,5 мм

l = 80 ммТ = 762 нм

12. Уточненный расчет валов

Проведем 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 напряжениях

по общему запасу

Для марки стали ГОСТ 1050-70 сталь 45

Эффективный коэффициент концентрации для шпоночного паза

Масштабные коэффициенты

Еr=0,79Er=0,67

Максимальные напряжения

Коэффициент запаса

В других сечениях запас выносливости рассчитывается аналогичным образом.

13. Выбор муфты
Для 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 смазки
Смазывание 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 сст

Принимаем масло средней вязкости =50 сст

Масло индустриальное И=30А ГОСТ 20799-75

Объем 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.