Кинематический расчет привода

Кинематический расчет привода

24

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.

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:

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

, 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.

С

Д

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.