Расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический расчет привода

привод двигатель вал

1.1 Определение и выбор электродвигателя

Исходные данные:

- мощность редуктора на выходе.

- частота вращения выходного вала.

-необходимая расчетная мощность электродвигателя [1,стр 5]

-общий КПД привода; [1,стр 5]

- требуемая частота вращения вала электродвигателя;

= 0,98 - КПД муфты; [1,стр 6,табл 1.1]

= 0,96 - КПД цилиндрической передачи; [1,стр 6,табл 1.1]

= 0,99 - КПД подшипников качения; [1,стр 6,табл 1.1]

=3 - передаточное число тихоходной ступени [1,стр 7,табл 1.2]

=4 - передаточное число быстроходной ступени [1,стр 7,табл 1.2]

По значению и выбираем электродвигатель АИР 132S8/716 (табл. 24.9 стр 417).

1.2 Уточнение передаточных чисел редуктора

=716/60=11,93- передаточное число редуктора; [1,стр 8]

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

2. Расчет цилиндрического редуктора

2.1 Расчет быстроходной ступени

Исходные данные:

2.1.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Выбираем: материал: Сталь 45 ГОСТ 1050-88;

термическая обработка: улучшение;

твердость: НВ 235…262.

- допускаемая контактная выносливость; [1,стр 13,табл 2.2]

- допускаемое напряжение изгиба; [1,стр 14,табл 2.3]

- предел контактной выносливости [1,стр 12]

-предельное напряжение изгиба, [1,стр 14]

где : =1,1- коэффициент запаса прочности; [1,стр 13]

=1,7-коэффициент запаса прочности; [1,стр 15]

2.1.2 Определение коэффициента нагрузки К

[1,стр 18]

2.1.3 Расчет межосевого расстояния

-межосевое расстояние; [1,стр 16]

где: -для прямозубых колес,

-коэффициент ширины принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2;

0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор:

при симметричном расположении 0,315 - 0,5;

при несимметричном 0,25 - 0,4;

при консольном расположении одного или обоих колес 0,2 - 0,25;

т.к колеса расположены симметрично ,то

Округляем до стандартного значения 120мм ( из ГОСТ 6639-69) [ 1, с.410]

2.1.4 Определение модуля передачи m.

; [1,стр 20]

2.1.5 Суммарное число зубьев и угол наклона

2.1.6 Число зубьев шестерни и колеса

2.1.7 Фактическое передаточное отношение

-фактическое передаточное число; [1,стр 22]

где: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колесо;

(4-3,97/4)%=0,74%

2.1.8 Определение геометрических размеров колес

- делительный диаметр шестерни; [1,стр 22]

- делительный диаметр зубчатого колеса; [1,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни; [1,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев шестерни; [1,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев колеса; [1,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев колеса; [1,стр 22]

2.1.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

- значение контактного напряжения; [1,стр 23]

Zу = 9600 . [1,стр 23]

- ширина зубчатого колеса; [1,стр 20]

[1,стр 23]

2.1.10 Силы в зацеплении

Окружная:

[1,стр 23]

Радиальная: , где [1,стр 23]

2.1.11 Проверка зубьев колес по напряжения изгиба

- значение напряжения изгиба в зубьях колеса;

[1,стр 23] - значение напряжения изгиба в зубьях шестерни; [1,стр 23] - коэффициент нагрузки.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. [1,стр24]

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба. [1,стр 23]

2.2 Расчет тихоходной ступени

Исходные данные:

2.2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем : материал : Сталь 40Х ГОСТ 4543-71;

термическая обработка : улучшение и закалка ТВЧ;

твердость : 45…50 HRC.

- допускаемая контактная выносливость; [1,стр 13,табл 2.2]

- допускаемое напряжение изгиба; [1,стр 14,табл 2.3]

- предел контактной выносливости; [1,стр 12]

- предельное напряжение изгиба; [1,стр 14]

где : =1,1 - коэффициент запаса прочности; [1,стр 13]

=1,7 - коэффициент запаса прочности; [1,стр 15]

2.2.2 Определение коэффициента нагрузки К

[1,стр 18]

2.2.3 Межосевое расстояние

=

Округляем до стандартного значения 160мм ( из ГОСТ 6639-69) [ 1, с.410]

2.2.4 Определение модуля передачи m

; [1,стр 20]

2.2.5 Суммарное число зубьев

2.2.6 Число зубьев шестерни и колеса.

2.2.7 Фактическое передаточное отношение

- фактическое передаточное число; [1,стр 22]

где: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колесо;

(3-2,96/3)%=1,3%4%

2.2.8 Определение геометрических размеров колес

- делительный диаметр шестерни; [1,стр 22]

- делительный диаметр зубчатого колеса; [1,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни; [1,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев шестерни; [1,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев колеса; [1,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев колеса; [1,стр 22]

2.2.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

- значение контактного напряжения; [1,стр 23]

Zу = 9600 . [1,стр 23]

- ширина зубчатого колеса; [1,стр 20]

=915,9 Мпа

2.2.10 Силы в зацеплении

Окружная:

[1,стр 23]

Радиальная: , где [1,стр 23]

2.2.11 Проверка зубьев колес по напряжения изгиба

- значение напряжения изгиба в зубьях колеса; [1,стр 23]

- значение напряжения изгиба в зубьях шестерни; [1,стр 23]

- коэффициент нагрузки.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. [1,стр24]

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба. [1,стр 23]

3. Расчет валов

3.1 Ориентировочный расчет валов

3.2 Тихоходный вал

3.2.1 Расчет на статическую прочность

Расчет проводим в следующей последовательности: по чертежу вала составляем расчетную схему, на которые наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Затем определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскости. В этих же плоскостях строим эпюры изгибающих моментов и , эпюру крутящего момента .

Исходные данные:

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Плоскость Х.

I участок () а=0,056м

II участок () с=0,056м

Плоскость Y.

I участок () а=0,056м

II участок () с=0,056м

Эпюры изгибающих моментов , и крутящего момента Т.

(см. в папке)

3.2.2 Расчет вала на прочность

Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

G= [1,стр 165]

где М- суммарный изгибающий момент,

W - момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб,

F - осевая сила,

А - площадь поперечного сечения;

Максимальный момент нагрузки:

,

[1,стр 165]

Определяем момент сопротивления вала при изгибе и площадь поперечного сечения:

W=; [1,стр 166]

W=3,1450/32=12265мм

Определяем площадь поперечного сечения вала:

A=;

А=3,1450/4=1962мм

Тогда:

=

732,6915,5 - вал выдерживает заданную нагрузку.

4. Расчет долговечности подшипников

Подшипник 211 ГОСТ 8338-75

Исходные данные:

= 60 об/мин.

4.1 Расчетный ресурс подшипника

где: =43,6кН - грузоподъемность подшипника; [1,стр.108] Р - постоянная эквивалентная нагрузка;

- показатель степени: - для шариковых подшипников; [1,стр.108]

[1,стр.106]

X = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки; [1,стр.104,табл.7.1]

- коэффициент вращения кольца; [1,стр.106]

=1- температурный коэффициент; [1,стр.107]

=1,1- коэффициент безопасности; [1,.стр.107]

5. Расчет соединений

Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)

;

T = 272Нм - крутящий момент вала;

d = 50мм - диаметр вала;

h = 9мм - высота шпонки;

l = 70мм - длина шпонки;

Т.к 75,9120 то шпоночное соединение заданную нагрузку выдержит.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора изготовим методом литья. Материал корпуса - серый чугун марки: СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки: [1, стр. 257]

Т=272Нм - вращающий момент на выходном валу;

Толщину стенки корпуса редуктора примем равной 8 мм, для более легкого изготовления методом литья.

Радиусы сопряжения стенок: ;

;

Толщина нижнего пояса корпуса: ;

Толщина верхнего пояса фланца корпуса: ;

Толщина нижнего пояса крышки корпуса:

Толщина ребер основания корпуса: ;

Толщина ребер крышки: ;

Диаметр анкерных болтов: ;

Выбираем 4 болта М18;

Диаметр болтов у подшипников:

Диаметр болтов соединения основания корпуса с крышкой:

Винты крепления крышки подшипников М6-М10. [1, стр. 147]

7. Выбор смазочных материалов и системы смазки

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,4 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0,4*3,42=1,368 дм31,5л.

По данным таблицы 11.1 устанавливаем вязкость масла. При контактном напряжении =515,5 МПа и окружной скорости v=1,47 м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 мм2/с. По табл.11.2 принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 20799-88).

При картерном смазывании передач подшипники смазываются брызгами масла. При окружной скорости v?1 м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса.

Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. Вузов. - 7-е изд., испр.- М.: Высш. Шк., 2001.-447 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...