Кинематический расчет привода
Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 27.02.2009 |
| Размер файла | 435,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
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.
|
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:
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.
Подобные документы
Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.
курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
курсовая работа [614,5 K], добавлен 13.04.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.
курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет, расчет клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов.
курсовая работа [616,5 K], добавлен 29.09.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов. Выбор сорта масла. Посадки деталей редуктора.
курсовая работа [458,5 K], добавлен 18.01.2008Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет червячной передачи. Предварительный расчет валов и ориентировочный выбор подшипников. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Выбор смазки зацепления и подшипников.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 14.01.2014Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников ведущего вала. Уточненный расчет ведущего вала.
курсовая работа [287,9 K], добавлен 24.08.2012
