Курсовая работа: Кинематический расчет привода
💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
1.1 Общий коэффициент полезного действия привода
определяем согласно [5,c.4] по формуле
где h
1
- к.п.д. плоскоременной передачи, h
1
= 0,97 [5,c.5]
h
2
- к.п.д. зубчатой передачи h
2
= 0,97 [5,c.5]
h
3
- к.п.д. муфты h
33
= 0,98 [3,c.352]
h
4
- к.п.д. пары подшипников качения h
4
= 0,99 [5,c.5]
h
= 0,97 × 0,97 2
× 0,98 × 0,99 4
= 0,86
1.2 Требуемую мощность электродвигателя Р
тр
, кВт, определяем согласно [5,c.4] по формуле
где Р
5
- требуемая мощность на ведомом валу, Р
5
= 5,5 кВт
По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А112М2У3 с синхронной частотой вращения n
= 3000 мин -1
, с параметрами Р
дв
= 7,5 кВт и скольжением s
= 2,5%.
1.3 Номинальную частоту вращения электродвигателя n
, мин -1
, определяем согласно [5,c.6] по формуле
1.4 Угловую скорость на валу электродвигателя
1
, с -1
, определяем по формуле
1.5 Общее передаточное отношение привода u
определяем согласно [5,c.8] по формуле
где n
5
- частота вращения ведомого вала, n
5
= 100 мин -1
Принимаем передаточное число зубчатой прямозубой передачи согласно [5,с.7, с.36] u
2
= 4.
Принимаем передаточное число зубчатой косозубой передачи согласно [5,с.7, с.36] u
3
= 3,15.
Передаточное число клиноременной передачи u
1
определяем по формуле
Частота вращения вала электродвигателя n
1
= 2925 мин -1
Частоту вращения валов редуктора n
i
, мин -1
, определяем по формуле
Частоту вращения ведущего вала n
2
, мин -1
, определяем по формуле (1.7)
Частоту вращения промежуточного вала n
3
, мин -1
, определяем по формуле (1.7)
Частоту вращения ведомого вала n
4
, мин -1
, определяем по формуле (1.7)
Частота вращения вала привода n
5
= n
4
=100 мин -1
Угловая скорость вала электродвигателя
306,31 с -1
Угловую скорость валов редуктора
с
-1
,
определяем по формуле
Угловую скорость ведущего вала
с
-1
, определяем по формуле (1.8)
Угловую скорость промежуточного вала
с
-1
, определяем по формуле (1.8)
Угловую скорость ведомого вала
с
-1
, определяем по формуле (1.8)
Угловая скорость вала привода w
4
= w
4
= 10,48 с
-1
Вращающий момент на валу электродвигателя Т
1
, Нм, определяем согласно [5,c.4] по формуле
где Р
1
- мощность на валу электродвигателя, Р
1
= 6,4 10 3
Вт
Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т
2
, Нм, определяем по формуле
Т
2
= Т
1
× u
1
× h
1
× h
4
(1.10)
Т
2
= 20,89 × 2,32 × 0,97 × 0,99= 46,54НЧм
Вращающий момент на промежуточном валу редуктора Т
3
, Нм, определяем по формуле
Т
3
= Т
2
× u
2
× h
2
× h
4
, (1.11)
Т
3
= 46,54 × 4 × 0,97 × 0,99 = 178,77НЧм
Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т
4
, Нм, определяем по формуле
Т
4
= Т
3
× u
3
× h
2
× h
4
, (1.12)
Т
4
= 178,77 × 3,15 × 0,98 × 0,99 = 540,77НЧм
Вращающий момент валу привода, Т
5
, Нм, определяем по формуле
2.1 Диаметр меньшего шкива плоскоременной передачи d
1
, мм, определяем согласно [5,c.120] по формуле
Подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 d
1
= 160 мм
2.2 Диаметр ведомого шкива d
2
, мм, определяем согласно [5,c.120] по формуле
2.3 Межосевое расстояние а
, мм, определяем согласно [5,c.121] по формуле
2.4 Угол обхвата меньшего шкива a
1
, град, определяем согласно [5,c.121] по формуле
2.5 Длину ремня L
, мм, (без учета припуска на соединение концов) определяем согласно [5,c.121] по формуле
2.6 Скорость ремня v
, м/с, определяем согласно [5,c.121] по формуле
v
= 0,5 × 306,31 × 160 × 10 -3
= 24,5 м/с
2.7 Окружную силу F t
р
, Н, определяем согласно [5,c.121] по формуле
2.8 По табл. 7.1. [5,с.119] выбираем ремень БКНЛ имеющий число прокладок z
= 2; расчетную толщину прокладки с резиновой прослойкой d
=1,2 мм; наибольшую допускаемую нагрузку на прокладку P o
= 3 Н/мм ширины ремня
Проверяем выполнение условия согласно [5,c.123] по формуле
2.9 Допускаемую рабочую нагрузку [ p
], МПа на 1мм ширины прокладки определяем согласно [5,c.122] по формуле
[ p
] = P o
×
C a
×
C v
×
C p
×
C
q
, (2.9)
где C a
- коэффициент угла обхвата определяем согласно [5,c.122] по формуле
2.10 Ширину ремня b
, мм, определяем согласно [5,c.121] по формуле
2.11 Предварительное натяжение ветви ремня F o
,
Н, определяем согласно [5,c. 121] по формуле
Напряжение от растяжения ремня s
1
, МПа, определяем согласно [5,c.123] по формуле
2.15 Напряжение от изгиба ремня s
и
, МПа, определяем согласно [5,c.123] по формуле
Максимальное напряжение не должно превышать предела выносливости max
£7 МПа [5,с.123)]
2.18 Число пробегов ремня с секунду l
определяем согласно [5,c.124] по формуле
2.19 Долговечность ремня Н
о
, ч, определяем согласно [5,c.124] по формуле
где s
- предел выносливости ремня, s
= 7 МПа [5,c.123];
С
i
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения
определяем согласно [5,c.124] по формуле
С н
- коэффициент, зависящий от изменения нагрузки, С н
= 1 [5,c.124]
Рекомендуемая долговечность ремня Н
о
не менее 2000 час [5,с.124]
2.10 Нагрузку на валы ременной передачи F в
, Н, определяем согласно [5,c.124] по формуле
Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, 230 HВ
1
, для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, 200 HВ
2
.
3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, согласно [5,c.33] по формуле
где K HL
- коэффициент долговечности, K HL
=1 [5, с.33];
[ S Н
] - коэффициент безопасности, [ S Н
] = 1,2 [5, с.33].
Коэффициент долговечности K HL
определяем согласно [5, c.33] по формуле
где N HO
- число циклов напряжений, соответствующее пределу вынос-
ливости, N HO
= 15 10 6
[3, c.130];
N
- число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы
согласно [3, c.130] определяем по формуле
Ресурс передачи L h
, ч, определяем по формуле
L h
= Т
× 365 × 24 × К год
× К сут
, (3.5)
L h
= 5 × 365 × 24 × 0,6× 0,3 = 7884 ч
Число циклов перемены напряжений зубьев шестерни N
1
за весь срок службы определяем согласно [3, c.145] по формуле
Число циклов перемены напряжений зубьев зубчатого колеса за весь срок службы N
2
определяем по формуле [3.4]
при N
> N HO
, K HL
= 1 [5, c.33].
Коэффициент долговечности для шестерни K HL
1
при соблюдении условия
Коэффициент долговечности для зубчатого колеса K HL
2
при соблюдении условия
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни , МПа, по формуле [3.2]
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса , МПа, по формуле [3.2]
Для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение.
3.3 Определяем межосевое расстояние a w
, мм, из условия контактной выносливости зубьев согласно [5, c.32] по формуле
где K H
-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца, K H
= 1 [5, с.32];
y ba
- коэффициент ширины венца колеса, y ba
= 0,2 [5, с.32].
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a w
=180 мм
3.4 Определяем нормальный модуль зацепления m
, мм, согласно [5, c.36] по формуле
m
= (0,01 ¸0,02) × 180 = 1,8 ё 3,6 мм
3.5 Определяем число зубьев шестерни z
1
согласно [5, c.37] по формуле
3.6 Определяем число зубьев зубчатого колеса z
2
по формуле
3.7 Определяем делительные диаметры зубчатой передачи d
i
, мм, согласно [5, c.37] по формуле
Определяем делительный диаметр шестерни d
1
, мм, по формуле [3.10]
Определяем делительный диаметр зубчатого колеса d
2
, мм, по формуле [3.10]
3.8 Уточняем межосевое расстояние a
w
, мм, согласно [5, c.37] по формуле
3.9 Определяем диаметры вершин зубчатых колес d a
i
, мм, согласно [5, c.293] по формуле
Определяем диаметр вершин шестерни d a
1
, мм, по формуле [3.12]
Определяем диаметр вершин зубчатого колеса d a
2
, мм, по формуле [3.12]
3.10 Определяем ширину колеса b
2
, мм, согласно [5, c.294] по формуле
3.11 Определяем ширину шестерни b
1
, мм, согласно [5,c.294] по формуле
3.12 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
bd
согласно [5, c.33] по формуле
3.13 Определяем окружную скорость колес v
, м/с, согласно [5, c.294] по формуле
При такой скорости для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.
3.14 Определяем коэффициент нагрузки K H
согласно [5, c.39] по формуле
K H
= K H
b
× K Hv
× K H
a
, (3.17)
где K H
b
- коэффициент, K H
b
=
1,06 [5, с.39];
K Hv
- коэффициент, K Hv
=
1,05 [5, с.40];
K H
a
- коэффициент, K H
a
= 1 [5, с.39].
3.15 Проверяем контактные напряжения
Н
, МПа, согласно [5, c.31] по формуле
3.16 Определяем окружную силу, действующую в зацеплении, F t
1
, Н, согласно [5, c.41] по формуле
3.17 Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении, F r
, Н, согласно [5, c.294] по формуле
3.18 Определяем допускаемые напряжения согласно [5, c.43] по формуле
где s° F
lim b
1
- значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба
Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни , МПа, принимаем согласно [5, c.44]
Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для колеса , МПа, принимаем согласно [5, c44]
- коэффициент безопасности определяем согласно [5, c.43] по
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, 1,75 [5, с.45];
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, 1 [5, с.44].
Определяем допускаемые напряжения для шестерни , МПа, по формуле [3.21]
Определяем допускаемые напряжения для зубчатого колеса , МПа, по формуле [3.21]
3.19 Находим отношения согласно [5,c.295] по формуле
где Y F
1
- коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, Y F
1
=
3,75
Y F
2
- коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса,
Находим отношения для шестерни по формуле [3.23]
Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.23]
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
3.20 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
F
, МПа,согласно ГОСТ 21354-75 по формуле
где K F
-
коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле
где K F
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине зуба, K F
= 1,12 [5, c.43];
K Fv
-
коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,
условие s F
< [ s F
] 2
выполнено.
Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение 220 HВ
1
, для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение 200 HВ
2
3.1 Предел контактной выносливости s
H
lim b
i
МПа, определяем согласно [5, с.34] по формуле
s
H
lim b
i
= 2 HВ
i
+ 70, (3.1)
Предел контактной выносливости шестерни H
lim b
3
, МПа, определяем по формуле [3.1]
s
H
lim b
3
= 2 220 + 70 = 510 МПа
Предел контактной выносливости для зубчатого колеса H
lim b
4
, МПа, определяем по формуле [3.1]
s
H
lim b
4
= 2 200 + 70 = 470 МПа
3.2 Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем согласно [5, c.33] по формуле
где K HL
- коэффициент долговечности определяем согласно [5, c.33] по формуле, K HL
1
= 1
[ S Н
] - коэффициент безопасности, [ S Н
] = 1,2 [5, с.33]
Допускаемые контактные напряжения для шестерни , МПа, определяем по формуле [3.2]
Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса , МПа, определяем по формуле [3.2]
Расчетное допускаемое контактное напряжение [ s
н
], МПа, определяем согласно [5, c.35] по формуле
Проверяем выполнение условия согласно [5, c.35] по формуле
367,5 < 481,75 МПа - условие выполнено
3.3 Межосевое расстояние a w
, мм, из условия контактной выносливости зубьев определяем согласно [5, c.32] по формуле
где K H
-коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-
ния нагрузки по ширине венца, K H
b
= 1,25 [5, с.32];
1 y
ba
- коэффициент, y
ba
= 0,5 [5, с.32]
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
3.4 Нормальный модуль зацепления m n
,,
мм, определяем согласно [5, c.36] по формуле
m n
= (0,01 ¸0,02) ×180 = 1,8 ¸ 3,6 мм
принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 m n
= 2,0мм
3.5 Число зубьев шестерни z
3
определяем согласно [5, c.37] по формуле
где b
- угол наклона зуба, предварительно принимаем b
=35°
3.6 Число зубьев зубчатого колеса z
4
определяем по формуле
Уточняем значение угла наклона b
согласно [5, c.37] по формуле
3.7 Делительные диаметры зубчатой передачи d
i
, мм, определяем согласно [5, c.37] по формуле
Делительный диаметр шестерни d
3
, мм, определяем по формуле [3.13]
Делительный диаметр зубчатого колеса d
4
, мм, определяем по формуле [3.13]
3.8 Межосевое расстояние a
w
, мм, уточняем согласно [5, c.37] по формуле
3.9 Диаметры вершин зубчатых колес d a
i
, мм, определяем согласно [5, c.293] по формуле
Диаметр вершин шестерни d a
3
, мм, определяем по формуле [3.15]
Диаметр вершин зубчатого колеса d a
4
, мм, определяем по формуле [3.15]
3.10 Ширину колеса b
4
, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле
3.11 Ширину шестерни b
3
, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле
3.12 Коэффициент ширины шестерни по диаметру y
bd
определяем согласно [5, c.33] по формуле
3.13 Окружную скорость колес v
, м/с, определяем согласно [5, c.294] по формуле
При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.
3.14 Определяем коэффициент нагрузки K H
согласно [5, c.39] по формуле
K H
=
K H
b
×
K Hv
×
K H
a
, (3.20)
где K H
b
- коэффициент, K H
b
=
1,12 [5, с.39];
K Hv
- коэффициент, K Hv
=
1 [5, с.40];
K H
a
- коэффициент, K H
a
= 1,06 [5, с.39]
3.15 Проверку контактных напряжений s Н
, МПа, определяем согласно [5, c.31] по формуле
3.16 Окружную силу, действующую в зацеплении, F t
2
, Н, определяем согласно [5, c.41] по формуле
3.17 Радиальную силу, действующую в зацеплении, F r
2
, Н, определяем согласно [3, c.152] по формуле
3.18 Допускаемые напряжения определяем согласно [5, c.43] по формуле
3.19 Находим отношения согласно [5, c.295] по формуле
где Y F
i
- коэффициент, учитывающий форму зуба , который следует выбирать по эквивалентному числу зубьев
Эквивалентное число зубьев определяем согласно [5, c.46] по формуле
Эквивалентное число зубьев шестерни z v
3
определяем по формуле [3.28]
Эквивалентное число зубьев зубчатого колеса z v
4
определяем по формуле [3.28]
Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, Y F
1
=
3,61 [5, с.42]
Коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса, Y F
2
=
3,6 [5, с.42]
Находим отношения для шестерни по формуле (3.28)
Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.28]
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
3.20 Зубья на выносливость по напряжениям изгиба s
F
, МПа,согласно ГОСТ 21354-75 проверяем по формуле
где K F
-
коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле
где K F
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, K F
= 1,27 [5, c.43];
K Fv
-
коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,
Y
b
- коэффициент для компенсации погрешностей определяем согласно [5, c.46] по формуле
K F
- коэффициент, K F
= 0,92 [5, c.47]
условие s
F
< [ s
F
] 4
выполнено
5.1 Диаметр выходного конца вала редуктора d
кi
, мм, по расчету на кручение определяем согласно [1.c.161] по формуле
где [ t
] к
- допускаемое напряжение на кручение, МПа
Диаметр выходного конца ведущего вала d
в1
, мм, при [
] к
= 25 МПа определяем по формуле (5.1)
Диаметр подшипниковых шеек d п1
= 25 мм
Диаметр подшипниковых шеек промежуточного вала d п2
, мм, при [
] к
= 35 МПа определяем по формуле (5.1)
Диаметр подшипниковых шеек d
п2
= 30 мм
Диаметр вала под зубчатым колесом d
к2
= 35 мм
Диаметр выходного конца ведомого вала d
в3
, мм, при [
] к
= 25 МПа определяем по формуле (5.1)
Диаметр подшипниковых шеек d
п2
= 55 мм
Диаметр вала под зубчатым колесом d
к2
= 60 мм
6.1 Диаметр ступицы d
стi
, мм, определяем согласно [1.c.233] по формуле
Диаметр ступицы зубчатого колеса промежуточного вала d
ст1
, мм, определяем по формуле (6.1)
Диаметр ступицы зубчатого колеса ведомого вала d
ст2
, мм, определяем по формуле (6.1)
6.2 Длину ступицы L
стi
, мм, определяем согласно [1.c.233] по формуле
L
ст2
= (1,2 ¸1,5) × 60 = 72 ¸ 90 мм
принимаем L
ст2
= 90 мм по ширине венца зубчатого колеса
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
7.1 Толщину стенок корпуса редуктора
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
d
= 0,025 × a
w
+ 3, = 0,025 × 180 + 3 = 7,5 мм
7.2 Толщина стенок крышки редуктора
1
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
7.3 Толщину фланцев верхнего пояса корпуса редуктора b
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
7.4 Толщину фланцев нижнего пояса крышки редуктора b
1
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
7.5 Толщину фланцев нижнего пояса корпуса редуктора p
, мм, определяли согласно [1.c.241] по формуле
7.6 Диаметр фундаментных болтов d
1
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
d
1
= (0,03 ¸ 0,036) × a
w
+ 12, (7.6)
d
1
= (0,03 ¸ 0,036) × 180 + 12 = 17,4 ¸ 18,5 мм
7.7 Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора у подшипников d
2
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
d
2
= (0,7 ¸ 0,75) × 20 = 14 ¸15 мм
7.8 Диаметр соединяющих крышку с корпусом d
3
, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений по ГОСТ 23369-78. Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.
При диаметре шейки вала d
= 20 мм выбираем шпонку сечением b
= 6 мм, h
= 6 мм, глубина паза t
1
= 3,5 мм, принимаем длину шпонки L
= 50 мм
Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [ s
] см
= 110...190 МПа [3,с.77] по формуле
При диаметре шейки вала d
= 35 мм, выбираем шпонку сечением b
=10мм, h
= 8 мм, глубина паза t
1
= 5 мм, приняли длину шпонки L
= 40 мм
Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении s
] см
= 110...190 МПа [3,с.77] по формуле
При диаметре шейки вала d
= 50 мм, выбираем шпонку сечением b
= 14 мм, h
= 9 мм, глубина паза t
1
= 5,5 мм, приняли длину шпонки L
= 80 мм
Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [ s
] см
= 110...190 МПа [3,с.77] по формуле
При диаметре шейки вала d
= 60 мм, выбираем шпонку сечением b
= 18 мм, h
= 11 мм, глубина паза t
1
= 7 мм, приняли длину шпонки L
= 80 мм
Проверяли выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [ s
] см
= 110...190 МПа [3.с.77] по формуле
9.1 Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1. Проводим горизонтальную линию - ось ведущего вала, наметим положение оси промежуточного вала, при этом ось промежуточного вала проводим параллельно оси ведущего вала на расстоянии a
w
= 180 мм. Намечаем положение оси ведомого вала, при этом ось ведомого вала проводим параллельно оси промежуточного вала на расстоянии a
w
= 180 мм.
9.2 Конструктивно упрощенно оформляем по найденным выше размерам шестерни и зубчатого колеса. Ступицы выполняем симметрично относительно зубчатого венца
9.3 Предварительно намечаем подшипники:
- ведущий вал - d
п1
= 25 мм, шариковые радиальные однорядные;
- промежуточный вал - d
п2
= 30 мм, шариковые радиальные однорядные;
- ведомый вал - d
п2
= 55 мм, шариковые радиальные однорядные.
Данные о подшипниках выписываем из каталога ГОСТ 8338-75 и заносим в таблицу 9.1
9.4 Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса
а) принимаем зазор от окружностей вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса 8 мм, равной толщине стенки редуктора;
б) принимаем зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутренней стенкой корпуса 1,2d;
в) глубину гнезда подшипника принимаем равной 40 мм, для размещения болта, соединяющего крышку редуктора с корпусом, принятого выше М16;
г) толщину фланца крышки подшипника принимаем равной 8 мм, болты для крепления крышки подшипника принимаем равными М8;
д) высота головки болта, крепящего крышку подшипника равна 5,5 мм, принимаем зазор между торцом крышки подшипника и ступицей звездочки цепной передачи равным 5 мм.
Измерением устанавливаем расстояние l
1
= 90мм, l
2
= 155мм; l
3
= 50 мм, l
4
= 75мм, l
5
= 80 мм; l
6
= 55 мм, l
7
= 80 мм; l
8
= 135 мм; l
9
= 100 мм
проверка: F t
1
- R
x1
- R x
2
= 1293 - 315 - 978 = 0
проверка: F r
1
+ F в
+ R y
2
- R y
1
= 471 + 812 + 20 - 1303 = 0
Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры P э
1
, Н, определяем согласно [1.c.212] по формуле
P э
i
= V
× P r
i
× K б
× K Т
(10.1)
где V
- коэффициент, учитывающий вращение колец подшипников,
K б
- коэффициент нагрузки, K б
= 1,2 [1.с.214]
K Т
- температурный коэффициент, K Т
= 1 [1.с.214]
P э
1
= 1 ×
1340,8 ×
1,2 ×
1 = 1608,9 Н
Расчетную долговечность выбранного подшипника L
1
, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле
Рисунок 10.1 Расчетная схема ведущего вала
Расчетную долговечность выбранного подшипника L h
1
, ч, определяем согласно [1.c.211] по формуле
Условие L h
1
> L h
выполнено, подшипник пригоден.
проверка: F t
1
+ F t
2
- R
x3
- R x
4
= 1293 + 4115 - 2984 - 2424 = 0
проверка: F r
2
- F r
1
- R y
3
- R y
4
= 1859 - 471 – 1072 – 316 = 0
Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры P э
3
, Н, определяем согласно по формуле [10.1] при K б
= 1,1 [1.с.214]
P э
3
= 1 × 3170,6 × 1,1 × 1 = 3487,7 Н
Расчетную долговечность выбранного подшипника L
2
, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле
Расчетную долговечность выбранного подшипника L h
2
, ч, определяли согласно [1.c.211] по формуле
Условие L h
2
> L h
выполнено, подшипник пригоден.
где F м
- радиальная сила, вызванная радиальным смещением муфты.
Радиальную силу F м
, Н, зубчатой муфты определяем согласно [3, с.352 ] по формуле
где d м
– делительный диаметр зубчатого зацепления муфты, d м
= 75 мм
проверка: F t
2
+ F м
- R
x5
- R x
6
= 4115 + 2500 – 1421 - 5194 = 0
проверка: F r
2
- R y
5
- R y
6
= 1859 - 1167 - 692 = 0
Рисунок 3.3 Расчетная схема ведомого вала
Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры P э
6
, Н, определяем по формуле [10.1] при K б
= 1,3 [1.с.214]
P э
6
= 1 × 5239,8 × 1,3 × 1 = 6811,8 Н
Расчетную долговечность выбранного подшипника L
3
, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле
Расчетную долговечность выбранного подшипника L h
1
, ч, определяем по формуле [10.2]
Условие L h
3
> L h
выполнено, подшипник пригоден.
Принимаем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - нормализация, σ В
= 570МПа
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
, МПа, определяем согласно [5,c.162] по формуле
Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений t
-1
, МПа, определяем согласно [5,c.164] по формуле
Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение.
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала , мм 2
, определяем согласно [5,c.165] по формуле
t
1
- глубина шпоночной канавки, мм
Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала
v
, МПа, определяем согласно [5,c.166] по формуле
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям согласно [5,c.164] по формуле
где k
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k
= 1,5 [5,c.165];
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям согласно [5,c.164] по формуле
Сечение Б - Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
Определяем изгибающий момент M
, Нмм, в сечении
M
= F в
× l
1
= 812 × 90 = 77,14 × 10 3
Н×мм
Осевой момент сопротивления W
, мм 3
, определяем согласно [5,c.165] по формуле
Амплитуду нормальных напряжений , МПа, определяем согласно [5,c.298] по формуле
Полярный момент сопротивления , мм 3
, определяем согласно [5,c.315] по формуле
Амплитуду касательных напряжений , МПа, определяем согласно [5,c.315] по формуле
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям согласно [5,c.162] по формуле
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле (11.5)
Результирующий коэффициент запаса прочности s
определяем согласно [5,c.162] по формуле
Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - улучшение, В
= 780МПа
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
, МПа, определяем по формуле (11.1)
Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений t
-1
, МПа, определяем по формуле (11.2)
Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Определяем изгибающие моменты в сечении
M x
= R x
3
× L
4
= 2984 × 75 = 223,8 × 10 3
Н×мм
M у
= R у
3
× L
4
= 1072 × 75 = 80,38 × 10 3
Н×мм
Суммарный изгибающий момент в сечении М
, Нмм, определяем согласно [5,c.298] по формуле
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала , мм 3
, определяем по формуле (11.3)
Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала , мм 3
, определяем согласно [5,c.165] по формуле
Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала , МПа, определяем по формуле (11.4)
Амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала , МПа, определяем согласно [5,c.314] по формуле
Находим значения коэффициентов: k
= 1,7; k
= 1,8; δ
v
= 0,75 [5,c.166]; δ
= 0,87 [5,c.166].
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (11.5)
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (11.10)
Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле (11.11)
Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - нормализация,
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
, МПа, определяем по формуле (11.1)
Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений s -1
, МПа, определяем по формуле (11.2)
Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение.
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала определяем по формуле (11.3)
Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала определяем по формуле (11.4)
Находим значения коэффициентов: τ = 0,7 [5,c.166]; k
= 1,5 [5,c.166];
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (11.5)
Сечение Б - Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
Определяем изгибающий момент M
, Нмм, в сечении
M
= F м
l
9
= 2500 100 = 250 10 3
Нмм
Осевой момент сопротивления W
, мм 3
, определяем по формуле [11.6]
Амплитуду нормальных напряжений , МПа, определяем по формуле [11.7]
Полярный момент сопротивления , мм 3
, определяем по формуле [11.8]
Амплитуду касательных напряжений , МПа, определяем по формуле [11.9]
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле [11.10]
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле (11.5)
Результирующий коэффициент запаса прочности s
определяем по формуле [11.11]
Сечение В - В. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Определяем изгибающие моменты в сечении
M x
= R x
5
× L
7
= 1421 × 80 = 113,68 × 10 3
Н×мм
M y
= R y
5
× L
7
= 1167 × 80 = 93,38 × 10 3
Н×мм
Суммарный изгибающий момент в сечении определяем согласно по формуле (11.12)
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала определяем по формуле (11.3)
Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала определяем по формуле (11.13)
Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала определяем по формуле (11.4)
Амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала определяем по формуле (11.7)
Находим значения коэффициентов: k
= 1,6 [5,c.166];
= 0,68 [5,c.166];
= 0,78 [5,c.166]
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (11.5)
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (11.10)
Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле (11.11)
Расчетный вращающий момент T
p
, Н мм, определяем согласно [7,c.20] по формуле
электропривод редуктор проверочный расчет
где К
1
- коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи, К
1
= 1 [7,с.20];
К
2
- коэффициент, учитывающий условия работы, К
2
= 1 [7,с.20];
К
3
- коэффициент, углового смещения, К
3
= 1 [7,с.21]
Подбираем муфту зубчатую с посадочным отверстием ∅50 и ∅55 типа 1 и номинальным крутящим моментом 1600 Н м. Муфта 1-1600-50-55 ГОСТ Р 50895-96.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба. Объем масляной ванны V
, л, определяем из расчета 0,5 0,8л на 1 кВт передаваемой мощности согласно [5,c.251] по формуле
По табл. 10.8. [5,с.253] устанавливаем вязкость 60 10 6
м 2
/с.
По табл. 10.10. [5,с.253] принимаем масло индустриальное марки И-30А по ГОСТ 20799-75
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [5,с.203].
1 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: -4-е изд. Перераб. и доп. М., Машиностроение. 1974 - Т.2 -576с.: ил.
2 ГОСТ Подшипники качения: М., Издательство стандартов. 1989 - Ч.1 440с. ил.
3 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. Спец. Техникумов. -4-е изд. Перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1987г. - 363с.: ил.
4 Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 3-е, испр. и перераб. М., Машиностроение. 1975 - 656с.: ил.
5 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов - 2-е изд. перераб. и доп. -М.; Машиностроение, - 1988г. - 416с.; ил.
6 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. Пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432с.: ил.
Название: Кинематический расчет привода
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 08:27:22 20 мая 2011 Похожие работы
Просмотров: 2929
Комментариев: 15
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно Скачать
Рисунок 3.2 Расчетная схема промежуточного вала
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Курсовая работа: Кинематический расчет привода
Плакаты Итоговое Сочинение 2022 2022 На Стенд
Курсовая работа: Анализ имиджа как составляющей маркетинга личности на примере женщин-политиков. Скачать бесплатно и без регистрации
Нужно Ли Признавать Свою Неправоту Сочинение
Реферат по теме Святые помощники
Реферат: Виды принтеров
Курсовая работа по теме Российско-корейские отношения: от Токийского протокола 1898 г. до Аннексии Кореи в 1910 г
Дошкольный Возраст Дипломная Работа
Реферат: Ценовая стратегия в маркетинге. Скачать бесплатно и без регистрации
Доклад: Общественный строй Франции в период сословно-представительной монархии XIV - XV вв.
Курсовая работа по теме Предложение в условиях совершенной конкуренции
Курсовая работа по теме Анализ финансового состояния организации
Футболу Девушек Дипломные
Аргументы Для Итогового Сочинения Как Писать
Алимов Алгебра 8 Класс Учебник Контрольные Работы
Школы Психологии Реферат
Курсовая работа по теме Условия и порядок заочного производства
Краткое Сочинение На Тему Дом Моей Мечты
Сочинение по теме Лирика "Серебряного века"
Сайт Диссертаций
Реферат: Отношение к нищим в средневековой Европе
Статья: Когнитивно-прагматические характеристики дискурса в предметной области «горные экосистемы»
Контрольная работа: Механізм товарної стратегії економічного розвитку підприємств у сучасних умовах господарювання і методи реалізації такої стратегії
Контрольная работа: Мюнхенська трагедія 1938 року