Кинематическая схема привода

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет

2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

4. Расчет конической передачи

5. Ориентировочный расчет валов и предварительный подбор подшипников

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Конструктивные размеры колеса

8. Расчет выходного вала на усталостную прочность

9. Расчет долговечности подшипников

Введение

Редуктор - механизм, который состоит из червячных или зубчатых передач. Редуктор служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач - валы, подшипники, зубчатые колеса и т.д.

Редукторы классифицируют по признаку: типу передач, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов редуктора в пространстве, особенностям кинематической схемы.

Цилиндрические передачи могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Передаточное число U=2…8.

Конические передачи передают движение между валами, оси которых пересекаются под углом (обычно 900). Передаточное число U=2…5. Конические передачи могут иметь прямые, косые или криволинейные зубья.

Червячные передачи применяются для передачи между валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число U=10…60. С увеличением передаточного числа - уменьшается КПД.

1. Кинематический и силовой расчет

Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости

Частота вращения первого (входного) вала

Частота вращения второго (выходного) вала

принимаем, Z1 = , тогда

Z2 = Z1 • U

принимаем, Z2 =

Фактическое передаточное отношение

- окружная сила

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки:

= 0,05Re +1 = мм

Принимаем ? 8 мм

Толщина фланца крышки:

1 = 1,5 = мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

2 = 2,35 = мм

Принимаем 2 = мм

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0,072 Re +10= мм

Принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов у подшипников:

d2 = 0,6 d1 = мм

принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

принимаем болты с резьбой М

7. Конструктивные размеры колеса

- диаметр ступицы

dст = 1,6 dК2 = мм,

- длина ступицы колеса

lст = (0,8 ч 1,5 )dК2 = мм;

- толщина обода колеса

О = (2,5 ч 3)m = мм;

- толщина диска колеса

С = 0,3 b = мм, принимаем С = мм;

- диаметр диска колеса

мм

8. Расчет выходного вала на усталостную прочность

Расчет ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для их построения определим реакции в опорах для каждой плоскости.

Действующие нагрузки:

Ft2 = H, Fr2 = H, Fa2 = H

l1 = мм; l2 = мм;

Вертикальная плоскость Аху. Действующие нагрузки: Fr2 и Fa2.

Определим реакции в опорах:

;

Проверка:

Рассчитываем изгибающие моменты МZ и строим эпюру:

В сечении Х1 : 0 х1 l1

x1 = 0 MZ1 = 0

x1 = l1

В сечении Х2 : 0 х2 l2

x2 = 0 My = 0

x2 = l2

Горизонтальная плоскость Аxz. Действует сила .

Определим реакции в опорах:

Изгибающие моменты:

В сечении Х1 : 0 х1 l1

x1 = 0 MY1 = 0

x1 = l1

В сечении Х2 : 0 х2 l2

x2 = 0 Mz = 0

x2 = l2

Суммарный изгибающий момент равен:

Плоскость Аух. Действует момент Нмм

Анализ эпюр показывает, что наиболее опасным с точки зрения усталостной прочности является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший изгибающий момент М = Нмм и крутящий момент

Нмм.

Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности:

где n , n - коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных и касательных напряжений;

 -1 , -1 - предел выносливости при симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений, -1 0,43 в

где в - предел прочности материала (Сталь 35 , в = 570 МПа)

-1 = 0,43 570 = 246 МПа

-1 = -1 0,58 = 246 0,58 = 142 МПа

К , К - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

К = 0,9+0,0014в = 0,9 + 0,0014 • 570 = 1,698

К = 0,6+0,0016в = 0,6 + 0,0016 • 570 = 1,512

, - коэффициент, учитывающий масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений:

= 0,984 - 0,0032 dk2 =

= 0,86 - 0,003 dk2 =

= 0,2 = 0,1

= 0,9 - коэффициент шероховатости;

а , а - амплитуда нормальных и касательных напряжений.

где WO - осевой момент сопротивления

Wp - полярный момент сопротивления

= ;

;

Условие усталостной прочности выполнено, т.к n = > [n] = 2.5

9. Расчет долговечности подшипников

В опорах выходного вала установлены роликовые конические подшипники с динамической грузоподъемностью С = Н;

Факторы нагрузки: е = ; У =

Расчетная долговечность подшипников

, час

где - приведенная нагрузка на опоры

< е = ; Х = 1; У = 0

РА = Н

Левый подшипник

= Н

Рассчитываем долговечность наиболее нагруженного подшипника:

Lh = > t = час

Расчетная долговечность подшипников удовлетворяет условиям работы, т.к. превышает заданный ресурс привода.

10. Расчет шпоночных соединений

Проверяем шпоночные соединения выходного вала на смятие, принимая допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице равным - []см = 120 МПа.

- консольный участок выходного вала мм

шпонка b h l = мм, t1 = мм

участок выходного вала под колесом мм

шпонка b h l = мм. , t1 = мм

Твых = Нм

Напряжение смятия и условие прочности

 МПа

МПа

Условие прочности на смятие выполняется.

Напряжение среза и условие прочности

МПа; МПа

Условие прочности на срез выполняется, так как

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Смазка конического колеса осуществляется окунанием в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Зубья конического колеса погружают в масло на всю длину.

Объем масляной ванны принимаем из расчета ~ 0,5 - 0,8 л масла на 1 КВт передаваемой мощности.

VМ = (0,5 ч 0,8) Рдв = л.

Сорт масла определим по кинематической вязкости, которую рассчитываем в зависимости от окружной скорости:

 м/с

и контактного напряжения, МПа

Рекомендуемая вязкость масла - = • 10-6 м2 /с.

Чернавский С.А., Ицкович Т.М. и др. «Проектирование механических передач». М., Машиностроение, 1988, 460 с.

Размещено на Allbest.ru