1. Энергетический и кинематический расчеты привода icon

1. Энергетический и кинематический расчеты привода






Скачать 346.26 Kb.
Название1. Энергетический и кинематический расчеты привода
страница2/2
Дата конвертации07.08.2013
Размер346.26 Kb.
ТипДокументы
1   2

4. Предварительный расчет валов.выбор муфты

4.1 Расчет муфты

Для соединения тихоходного и приводного валов принимаем цепную муфту (по ГОСТ 20742-93). Диаметр выходного конца тихоходного вала рассчитаем по формуле:



где  = 20 МПа (допускаемое контактное напряжение);

Т3 - крутящий момент на тихоходном валу.

d6 =

По ГОСТ 6636-69 принимаем d6 = 48 мм.

По величине d6 и по табл. 13.3.1[4] принимаем муфту со следующими характеристиками.


Таблица 4 - Характеристики муфты.


Максимальный крутящий момент, Н·м

Внутренний диаметр вала муфты, мм

Внешний диаметр, мм

Шаг цепи, мм

Число

зубьев

500

48

200

31,75

14


Длина вала для посадки полумуфты равен Iм = 82 мм.

Проверяем муфту по максимальному крутящему моменту:

Тдейст = Т4·k,

где k – коэффициент запаса, равный 1,3.

Тдейст = 365,114·1,3 = 474,65 Н·м.

Муфта выдерживает момент Ткр = 500 Нм, что больше действующего.


4.2 Расчет валов

4.2.1 Расчет быстроходного вала

Диаметр конца быстроходного вала



мм

Принимаем .

Длина участка вала для посадки шкива равна





Диаметр вала в месте посадки манжеты ([2], с. 11):





По ГОСТ 6636-69 принимаем d2 = 40мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипника принимаем равным d3 = 40 мм.

Диаметр вала в месте посадки шестерни согласно рекомендациям увеличиваем на одну градацию([2], с. 11):





Для фиксации шестерни на валу от осевого смещения делают упорный буртик диаметром:





По ГОСТ 6636-69 принимаем d5 = 52 мм



Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала.


4.2.2. Расчет тихоходного вала

Диаметр выходного конца вала рассчитали выше d6=42 мм.

Диаметр вала в месте посадки манжеты ([2], с. 11):





По ГОСТ 6636-69 принимаем d7 = 52 мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипника по ГОСТ 6636-69 d8 = 55 мм.

Длина участка вала для посадки полумуфты равна lступб = 58 мм

Диаметр вала в месте посадки колеса:





Диаметр фиксации колеса на валу от смещения делают упорный буртик диаметром:



d10 = 60 + 2·2,5 =65мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d10 = 65 мм.



Рисунок 3 – Эскиз тихоходного вала.

5.Конструктивные размеры элементов зубчатых колес, корпуса и крышек редуктора

5.1 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Конструкцию колеса принимаем согласно рисунку 10.16 ([3], с. 331). Его геометрические параметры ([3], с. 331, 332; [4], с.24…26):

1. Диаметр отверстия для посадки на вал





2.Длина ступицы



Где - ширина цилиндрического колеса



Что соответствует ГОСТ 6636-69.

3.Диаметр ступицы



D = 1,6·60 = 96 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем .

4. Толщина венца



мм

Принимаем 9 мм.

5.Толщина диска



e = 0,25∙50 = 12,5 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем .

6. Число отверстий n = 6.

7.Фаски по торцам зубчатого венца с углом 45



,

что соответствует ГОСТ6636-69.

Диаметр расположения отверстий





6. Диаметр отверстий





По ГОСТ 6636-69 принимаем 34 мм.


5.2 Конструктивные размеры корпуса

Расчет элементов корпуса производим на основании рекомендаций работы [3] (с. 335..356; с. 476…478, рис. 10.26, с. 338…339; с.476, табл. 10.4, с. 340).

Толщина стенки основания корпуса





принимаем согласно ГОСТ 6636-69

Толщина стенки крышки корпуса (табл. 10.14):



.

Толщина ребра у основания корпуса:



мм

Диаметр фундаментных болтов





Принимаем ([3], табл. 2.4, с. 29) метрический диаметр 18 мм.

Число фундаментных болтов – n = 4.

Диаметр стяжных болтов:



d2 = 0,8·18 = 14 мм

Принимаем ([3], табл. 2,4, с. 29) диаметр 16 мм:



d3 = 0,8·14 = 11,2 мм.

Принимаем ([3], табл. 2,4, с. 29) метрический диаметр 12 мм.

Диаметр штифтов:





dшт = 0,75  12 = 8 мм

Принимаем: dшт = 8 мм.

Число штифтов: n = 2.

Метрический диаметр отжимных болтов:

Число отжимных болтов:

Расстояние между стяжными болтами:



где D-наружный диаметр подшипника.

Для быстроходного вала:



lбв2 = 0,5·80 + 16 = 56 мм

Принимаем lбв2 = 58 мм.

Для тихоходного вала:





Принимаем l2тих = 58 мм.


Диаметры отверстий под болты ([3], рис 327, с. 289):



Для фундаментных болтов.



d01 = 19,8 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем 20 мм.

Для стяжных болтов:



d02 = 1,1·16 = 17,6 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем 18 мм.



d03 = 1,1·12 = 13,2 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем 13 мм.

Толщина верхнего и нижнего фланца корпуса([3],табл.8.3,с 157):



S = 1,5·8 = 12 мм,

что соответствует ГОСТ 6636-69.

Ширина фланцев разъема корпуса:



К1 = 3·8 = 24 мм,

что соответствует ГОСТ6636-69.

Толщина фундаментных лап:



S2 = 1,5·18 = 27 мм,

что соответствует ГОСТ6636-69.

Ширина фундаментных лап:



К2 = 2,7·18 = 48,6 мм

Принимаем 49 мм, что соответствует ГОСТ6636-69.

q>K2+



.

Толщина ребер основания корпуса и крышек.



m = 0,9·8 = 7,2 мм

5.3 Конструктивные размеры крышек редуктора

Согласно рекомендациям ([3], с. 477; [9], с. 6, 7) крышки подшипниковых узлов принимаем привертными. Их геометрические параметры ([4], рис. 5.4, с. 101):

1 Толщина стенки ([5], табл. 5.4, с. 102):

, ,

что соответствует ГОСТ6636-69.

2 Толщина фланцев:











По ГОСТ 6636-69 принимаем:

,

3. Толщина центрирующего пояска:

, .

4. Диаметр фланца крышки ([5], табл. 5.4, с. 102)

,

где D - наружный диаметр подшипника;

d - диаметр винта для крепления крышки к корпусу редуктора ([5], рис 5.4, с. 101).

Для тихоходного вала:




Дфтих= 100 + 4,2 · 8 = 133,6 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем 135 мм.

Для быстроходного вала:




Дфбыст = 80 + 4,2 · 8 = 113,6 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем 115 мм.

5. Диаметр центров отверстий:



Для быстроходного вала:




Дотбыст = 0,5 (80 + 115) = 98 мм,

что соответствует ГОСТ 6636-69.

Для тихоходного вала:




Доттих = 0,5 (100 + 135) = 118 мм

что соответствует ГОСТ 6636-69.

Диаметр отверстий для винтов:



Для быстроходного вала:






По ГОСТ 6636-69 принимаем 9 мм.

Для тихоходного вала:








По ГОСТ 6636-69 принимаем - 9 мм.


6. Первый этап эскизной компоновки редуктора


Учитывая то, что зубчатое зацепление прямозубое и рекомендации работы ([3], глава 8), принимаем для опор всех валов радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии с параметрами, принятыми выше ([3], табл. 1, с. 537).

Величины, необходимые для эскизной компоновки определили по рекомендациям ([3], с. 477, 478).

1. Расстояние от крышки до упорного конца вала: h = 10 мм;

2. Толщина прокладок: 1=2 мм;

3. Глубина погружения подшипников в корпус редуктора: 2 = 5мм;

4. Зазор между зубчатым колесом и стенкой корпуса редуктора:







По ГОСТ 6636-69 принимаем = 8 мм

5. Зазор между зубчатым колесом и дном корпуса редуктора:





Для посадки открытой передачи

Длина участка вала для посадки полумуфты (звездочки или шкива):



где l - длина ступицы полумуфты (звездочки или шкива);

5 - зазор между торцами ступицы и вала 2..3 мм.

Принимаем 5 = 3.

1.Для посадки открытой передачи на быстроходный вал:



Lтв = 45- 2 = 43 мм.

2.Для посадки полумуфты на тихоходный вал:



Lбв = 82 - 2 = 80 мм.

3. Для посадки колеса тихоходного вала:



lпв1 = 50 - 2 = 48 мм.

Длины остальных участков валов определяем конструктивно после построения эскизной компоновки.

Размеры b·h поперечного сечения шпонки, глубину паза на валу для шпонки t1, высота выступа шпонки над валом t2 определяем по [3] (табл. 2.29, с 59) (все размеры в мм).

Для быстроходного вала:

- под открытой передачей

, ; , .

Для тихоходного вала:

- под колесом

, ; , ,

- под полумуфтой

, , , .

- под шестерней

, , , .


Окончательно длину шпонок и их число на валу устанавливаем после проверки прочности шпоночных соединений.

На вал быстроходной ступени садим манжет резиновый армированный. Ширина манжетовh1=10 мм и внешний диаметр D1=62 мм. На вал тихоходной ступени садим манжет резиновый армированный. Ширина манжетовh1=10 мм и внешний диаметр D1=75 мм.


7. Проверка прочности шпоночных соединений


Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Материал шпонок нормализованная сталь 45.

Условие прочности шпоночного соединения ([3]).



должно быть меньше [],

где T - крутящий момент на валу, Н·мм;

d - диаметр вала;

l - расчетная длина шпонки;

t1 - глубина паза, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм.

[см] - допускаемое напряжение смятия; [см] = 100...120 Н/мм2

Быстроходный вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и открытой передачей - более нагружена вторая(меньший диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки. Проверяем шпонку под открытой передачей.







Что меньше чем [см] = 120 Н/мм2.

Для тихоходного вала.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и полумуфтой - более нагружена вторая (меньший диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под полумуфтой:





Что меньше чем [см] = 120 Н/мм2


8.Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности


8.1 Определение сил, действующих на валы


Направление действия силы от муфты выбираем в сторону действия касательной силы Ft (худший вариант). Направление действия силы в цепной передаче по линии действия центров.

Строим в аксонометрии схемы сил действующих на вал редуктора.

Радиальная сила Fm1 действующая на вал вследствие неуравновешенности муфты:



,

где T4 -крутящий момент перед муфтой;

D=0,17 м - диаметр центров пальцев муфты.







Определим величины окружных сил, действующих в зацеплении:

Окружная:

,

где Т2 - крутящий момент на валу, Н·м;

dw1 - делительный диаметр шестерни.





Определим величины радиальных сил действующих в зацеплении:

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:



где tan(π/9)=0,364 - угол зацепления в нормальном сечении.





Величину окружной силы, действующей в открытой передаче берем из части 3.



8.2 Проверка долговечности подшипников


Для проверки долговечности подшипников все размеры берем из компоновки редуктора.

Для быстроходного вала расстояние, мм:

от открытой передачи до подшипника: l11 = 87;

от подшипника до середины колеса: l12 = 52;

от середины колеса до другого подшипника: l13 = 52.

Для тихоходного вала расстояние, мм:

от полумуфты до подшипника: l23 = 104;

от подшипника до середины шестерни:l22 = 54;

от середины колеса до другого подшипника l21 = 54.


Из таблицы 24.10 ([5], с. 417) берем все необходимые размеры.

Условное

Обозначение

Внутренний диаметр

Внешний

диаметр

Ширина подшипника

Динамическая грузоподъемность, Кн

208

40

80

18

32

211

55

100

21

43,6


8. 3 Быстроходный вал:

Находим реакции опор в плоскости XZ.










.

Суммарные реакции в опорах.



.



.

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре.

Найдем эквивалентную нагрузку, для этого определим коэффициенты ([4], c.333)



коэффициент радиальной нагрузки: X=1;

коэффициент, учитывающий вращение колец: V=1;

коэффициент безопасности: Кб=1,1;

температурный коэффициент: Кт=1;

Pэ = 2464,1 Н.

Расчетная долговечность в млн. об. ([4], c.332),



I - долговечность работы в часах. По заданию 52560 ч.


Рисунок 5 –Эпюра изгибающих моментов быстроходного вала




Требуемое значение динамической грузоподъемности определим по формуле ([4], с. 333).







полученное значение меньше [C] = 32 кH.


8.4 Тихоходный вал:

Находим реакции опор в плоскости XZ.
















Суммарные реакции в опорах.









Подбираем подшипник по более нагруженной опоре.

Найдем эквивалентную нагрузку, для этого определим коэффициенты ([4], c.333)



коэффициент радиальной нагрузки: X=1;

коэффициент, учитывающий вращение колец: V=1;

коэффициент безопасности: Кб=1,1;

температурный коэффициент: Кт=1;

Pэ = 4220,667 Н.

Расчетная долговечность в млн. об. ([4], c.332),



I - долговечность работы в часах. По заданию 52560 ч.


Рисунок 6–Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала




Требуемое значение динамической грузоподъемности определим по формуле ([4], с. 333).







полученное значение меньше [C] = 43,6кH.

9. Уточненный расчет быстроходного вала


Материал вала сталь 45, термообработка нормализация. По табл. 3.3 [7] среднее значение σв= 590 Н/мм2 Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

1=0,43·σв =0,43∙590=254 Н/мм2

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжении:

1 =0,58·σ1=0,58∙335=147 Н/мм2


Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Согласно [3], с. 96…97 принимаем =0,15 и =0,1.

Изгибающий момент:



.

Осевой момент сопротивления сечения:





Амплитуда нормальных напряжений изгиба:





Полярный момент сопротивления:



.

Амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений:



.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:






Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:



.


Сечение В-В. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки. Согласно ([3], стр. 97...99) принимаем Кσ=1,59 и Кτ=1,49; =  = 0,87.

Изгибающий момент:













Момент сопротивления сечения нетто:





Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

.



Момент сопротивления кручения сечения нетто:

.




Амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений:



.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:





Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:





Результирующий коэффициент запаса прочности сечения Г-Г:





Видим, что все коэффициенты запаса прочности больше нормативного значения, равного 2.5.


10. Выбор сорта масла


Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.

По табл. 8.8 [3] устанавливаем вязкость масла. При нашей скорости рекомендуемся вязкость μ = 81,5сСт. По табл. 8,10 [3] принимаем масло индустриальное И-70А по ГОСТ 20799—75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки — УТ-1 ([3], табл. 7.15).

11 Сборка редуктора


Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80—100° С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле ([3],7.1). Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают ведомую звездочку открытой передачи и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорит специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиям.


Литература





  1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие. Высшая шк., 1984 г.

  2. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие, Часть 1, Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. Высшая шк., 1982 г.

  3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Машиностроение, 1976 г.

  4. Попов В.Г. Методические указания по курсовому проектированию по курсу «Прикладная механика», 1982 г.

  5. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие, Ничипорчик С.Н., Калачёв В.Ф., высшая шк., 1982 г.

  6. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчёты на прочность. ГОСТ 21354-75

  7. Тростин В.И. Методика расчёта параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач, 1980 г.
1   2

Ваша оценка этого документа будет первой.
Ваша оценка:

Похожие:

1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconКинематический расчёт привода
314.3kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconВыбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода…5
340.4kb.   ...
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
552.8kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
313kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconФакультет «Энергетический»
2350.6kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconурок по теме "Расчеты по химическим уравнениям" - Урок химии в 8 классе «Расчеты по химическим уравнениям»
43kb.   разработка обучающего урока.
1. Энергетический и кинематический расчеты привода icon1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
269kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconВыбор электродвигателя и кинематический расчет
22.5kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода icon1. 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
32.5kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconМосковский энергетический институт
773kb.   Курсовая работа предназначена для выполнения расчетов по технико-экономическому обоснованию выбора схемы энергоснабжения промышленного...
Разместите кнопку на своём сайте:
Рефераты


База данных защищена авторским правом ©CoolReferat 2000-2018
обратиться к администрации | правообладателям | пользователям
Основная база рефератов
Рефераты