Кинематический расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Вариант: 4.3

U = 4 - передаточное число редуктора;

= 13,5 рад/с - угловая скорость вала машины;

= 4,5 - мощность на валу машины

= 150 рад/с - угловая скорость вала электродвигателя;

тип зубьев - прямой;

тип гибкой связи - клиноременная.

Рис. 1 - Схема привода



1. Кинематический расчет привода

Выбор электродвигателя.

Принимаем к.п.д. ременной передачи з1=0,96, к.п.д.- цилиндрического редуктора з2=0,97, к.п.д.- муфты з3=0,99

Вычисляем общий к.п.д. привода

(1)

Определяем передаточное отношение привода.

(2)

где - угловая скорость вала двигателя, рад/с;

-угловая скорость рабочего органа, рад/с.

Находим передаточное отношение ременной передачи:

(3)

где -передаточное отношение редуктора.

Определяем мощность на валу двигателя



(4)

где - мощность на валу рабочего органа

Определяем синхронную частоту электродвигателя, об/мин:

(5)

По синхронной частоте и потребной мощности определяем тип электродвигателя.

Двигатель АИР112М4/1445

, .

2. Расчет основных параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние

(6)

где =4950 для прямозубой передачи,

-коэффициент ширины зубчатого венца=0,4;

-допускаемые контактные напряжения, МПа;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (1,02 для прямозубых передач);

- крутящий момент на выходном валу редуктора, кНм.

, (7)

Округлим до стандартного значения=100мм

Модуль передачи:

(8)

где =6,8 для прямозубых передач;

ширина зубчатого колеса - округленная по ГОСТ6636-69:

;

d2- делительный диаметр колеса;

(9)

- допускаемое напряжение изгиба;



Вычисленный m округлим до стандартного, значение возьмем из первого ряда m=1,5

Рациональное значение модуля зацепления должно находиться в интервале

Суммарное число зубьев:

(10)

- округляют до целого числа и уточняют действительное значение

Угол наклона зубьев:

Для прямозубых передач

Число зубьев:

(11)

-округляется до целого числа; для прямозубой передачи;

(12)

Фактическое передаточное число редуктора и его отклонение от заданного:

(13)

(14)

Диаметр колес:

1 - делительные:

(15)

(16)

2 - окружностей выступов:

(17) (18)

3 - окружностей впадин:

(19)

(20)

3. Ременная передача

Рис. 2 - Схема передачи с размерами

Pмощность ведущего шкива, 5,5 кВт,

частота вращения ведущего шкива, 1445

передаточное отношение передачи, 2,8

Выбираем согласно ГОСТ 1284-80 ремень типа Б.

Минимальный диаметр меньшего шкива, учитывая тип ремня принимаем равным 140мм.

Рис. 3 - Схема поперечного сечения клинового ремня

Размеры:

h = 10,5мм - высота сечения;

- минимальный диаметр.

Определим диаметр большего шкива, учитывая упругое скольжение

(21)

где о=0,01,

Определим частоту вращения ведомого шкива

(22)

Определим скорость ремня

(23)

Ориентировочно примем межосевое расстояние

(24)

мм

Найдем длину ремня по принятому межосевому расстоянию



(25)

где:

(26)

(27)

мм

округлим до стандартного значения, L=1600мм.

Вычислим угол охвата ремнем меньшего шкива

(28)

4. Расчет передачи по тяговой способности

Исходные данные:

- угол обхвата ремнем ведущего шкива;

- коэффициент, учитывающий длину;

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

Рассчитаем мощность передачи одним ремнем в условиях эксплуатации:

, (29)

где

Ориентировочно найдем число ремней в передаче:

(30)

где =0,85,

Вычислим предварительное натяжение ветви одного ремня:

(31)

.

Найдем нагрузку на валы:

(32)



5. Компоновочный расчет быстроходного вала редуктора

1 2 3 4 5

Рис. 4 - Схема быстроходного вала редуктора: 1 - консольный участок; 2 - участок под манжету; 3 - участок под подшипник; 4 - буртик (заплечики); 5 - шестерня

Из условия прочности на кручение, определяем диаметр консольного участка:

, (33)

где =20…25 МПа;

(34)

Вычисленное округляем до стандартного: 28мм.

Диаметр участка под манжету выполняется условием:

=>

Диаметр участка под подшипник выполняется условием:

=> .

Диаметр буртика выполняется условием:

Диаметр шестерни:

.

Длина консольного участка:

Длина участка под манжету равна:

Длина участка под подшипник равна:

Длина буртика равна:

Длина шестерни равна: .

Рассчитаем общие длины участков:

,

6. Определение сил, действующих в зацеплении и опорных реакций

Найдем окружную силу:

(35)

где =40,5мм=0,0405 м - диаметр делительной окружности колеса;

= 85· Н·м;

=4250 Н.

Определяем усилие в радиальном направлении:

H

Расчет ведем по плоскостям Axy

Определяем реакции:

?; =>

=>

?; =>

=>

81,2 Н (36)

Проверка:

; ;

81,2-1546,9+2234,9-769,18=0,02

Определяем изгибающие моменты:

Сечение 1:

0?; ;

при ,

при , .

Сечение 2:

0?; ;

при ,

при , .

Сечение 3:

0?; ;

при ,

при , .

Плоскость Axz.

Очевидно, что

Сечение 1:

0 <; ;

при ,

при , .

Сечение B является опасным.

Найдем общие изгибающие моменты:

, (39)

Нм;

Нм;

Проверка опасного сечения вала по теории прочности:

(40)

где ;

Касательное напряжение

, (41)

где Мпа;

, (42)

, (43)

Мпа

МПа.



7. Компоновочный расчет тихоходного вала редуктора

1 2 3 4 5 6 3

Рис. 5 - Схема тихоходного вала редуктора

Из условия прочности на кручение, определяем диаметр консольного участка:

, (44)

где =20…25 МПа;

мм,

Вычисленное округляем до стандартного: 45 мм.

Диаметр участка под манжету выполняется условием:

=>

Диаметр участка под подшипник выполняется условием:

=> .

Диаметр буртика выполняется условием:

Диаметр под шестерню:

.

Длина консольного участка:

Длина участка под манжету равна:

Длина участка под подшипник равна:

Длина буртика равна:

Ширина шестерни равна: .

8. Выбор и расчет подшипников качения

Подшипники качения выбирают по динамической грузоподъемности.

Динамическая грузоподъемность рассчитывается согласно зависимости:

, (45)

где Р - динамическая эквивалентная нагрузка:

, (46)

где - радиальная нагрузка на подшипник:



- коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается;

- коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузки,

коэффициент безопасности;

коэффициент, учитывающий температуру подшипника,

Н;

Н

долговечность, млн. оборотов:

, (47)

где число оборотов вала;

долговечность в часах

млн. об;

млн. об

показатель степени для шарикоподшипников,

.

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники для быстроходного вала 307, а для тихоходного вала 210.

№307: d-диаметр внутреннего кольца подшипника 35мм

B-ширина шарикового подшипника 21мм

D-диаметр наружного кольца подшипника 80мм

-динамическая и статическая грузоподъемность 26,2; 17,9 кН

№210 d=50, B=20, D=90, = 27,5; 20,2 кН

9. Выбор и расчет шпоночных соединений

В зависимости от d выбирают из табл. сечение шпонки b,h.

Рис. 6

Для быстроходного вала:

d=28 - диаметр вала;

b=8, h=7 - сечение шпонки;

t1=4,0 - вал;

t2=3,3 - втулка;

фаска - 0,25x45;

1 - исполнение,

Расчёт рабочей длины шпонки:

, (48)

где Т=85 Н·м - крутящий момент на конце быстроходного вала;

=(130-150)МПа - допускаемое напряжение смятия,

Из стандартного ряда выбираем длину шпонки: 25мм.

Рассчитываем длину шпоночного паза:

Для тихоходного вала:

d1=48мм

b=14, h=9 - сечение шпонки;

t1=5,5 - вал;

t2=3,8 - втулка;

фаска - 0,4x45;

1 - исполнение,

Расчёт рабочей длины шпонки:

,

Из стандартного ряда выбираем длину шпонки: 45мм.

Рассчитываем длину шпоночного паза:

d=58 - диаметр вала;

b=16, h=10 - сечение шпонки;

t1=6,0 - вал;

t2=4,3 - втулка; фаска - 0,4x45; 3 - исполнение,

Расчёт рабочей длины шпонки:

зубчатый передача вал редуктор

,

Из стандартного ряда выбираем длину шпонки: 36мм.

Рассчитываем длину шпоночного паза:

10. Расчет основных конструктивных элементов корпусных, резьбовых и зубчатых деталей

1. Толщина стенки корпуса: h3 = 0,025а+4мм = 6,5мм;

Толщина крышки: h4 = 0,9h3 = 0,9*6,5 = 5,85мм;

Толщина рёбер жёсткости: (1,2..1,5)h3 = 9мм.

2. диаметр отверстия под фундаментальный болт:

d =0,04а+12мм = 16,0мм.

3. Толщина фланца подошвы корпуса h=1,5d=1,5*16,0 = 24,0мм.

4. Толщина фланца крышки h2=1,5h4=1,5*5,85=8,8мм.

5. Толщина фланца корпуса h1=1,5h3=9,75мм.

6. диаметр стяжных болтов d1=0,03a+10мм=13,0мм.

7. Высота центров Н=1,06а=106мм.

8.Диаметр банки под подшипник:

dБ=1,25dn+10мм=110мм - быстроходный,

dБ=1,25dn+10мм=122,5мм - тихоходный.

9. Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса:

По диаметру -- 1,2h3=7,8 мм;

По торцу - h3=6,5 мм.

10. диаметр D2=da2-10m=152,5мм;

11. Диаметр колеса D,где dп - внутренний диаметр тихоходногого подшипника D=58

12. Ширина обода: b1=0.3b=12мм; b=40 мм.

Рис. 7

11. Выбор метода, типа смазки для зубчатых передач и подшипников редуктора и расчёт объёма масляной ванны. Контроль уровня масла

Способ смазки -- картерный. Тихоходное зубчатое колесо погружено в масляную ванну на 40мм.

Объём масляной ванны:

V=1.3*L*H*B=1.3*0,223*0,010*0,060=0,00017.

Выбираем масло И-100А

12. Выбор фланцевой муфты

Муфта 330-45-11 У3 ГОСТ 20761-80



Рис. 8

D=150мм

L=130мм

Рис. 9

Размещено на Allbest.ru

...