Кинематический расчет привода

1. Крутящий момент на выходном валу редуктора.

2. Разобью передаточное число по ступеням.

т.к редуктор цилиндрический соосный:

3. КПД привода.

4. Требования к электродвигателю

5. Выбираю двигатель СЛ-367

диаметр вала электродвигателя , длина хвостовика вала , габаритные размеры

6. Угловая скорость всех валов.

7. Крутящие моменты на валах:

Расчет зубчатых передач редуктора

Цилиндрическая зубчатая передача.

Исходные данные:

1. Выбираем материалы зубчатых колес. Для шестерни сталь 45, для колеса сталь 35. Термообработка - нормализованная.

2. Межосевое расстояние.

Для 1-ой передаче:

для 2-ой передаче:

3. Назначим модуль первой передачи.

4. Определяем число зубьев шестерни.

5. О пределяем число зубьев колеса.

6. У точняем межосевое расстояние.

7. О пределим диаметры делительных окружностей.

Расчетная ширина колес.

8. Рассчитаем усилия в зацеплении.

О кружная сила вычисляется по формуле:

П осчитаем радиальную силу.

9. В ычисляем окружную скорость.

10. В ычислим расчетную удельную окружную силу.

11. П роверим фактическое контактное напряжение.

К оэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей

К оэффициент, учитывающий механические свойства материалов. Для стальных колес он равен:

К оэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для прямозубых передач принимают

12. В ыполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба.

Проверку ведем по материалу шестерни:

13. Окончательные размеры зубчатых колес.

Проведем расчет второй передачи.

1) Межосевое расстояние.

2) Модуль передачи.

3) Определим число зубьев.

4. Делительные диаметры.

Расчетная ширина колеса.

4. Усилия зацепления.

4. Окружная скорость.

Назначаем 8-ю степень точности передачи, тогда

4. Расчетная удельная окружная сила.

4. Фактическое контактное напряжение.

4. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Проверку ведем по материалу шестерни:

4. Окончательные размеры зубчатых колес.

Клиноременная передача.

1) Скорость движения ремня.

2) Выбираем тип ремня.

Тип ремня: О

3) Определение диаметра ведомого колеса.

4) Скорость движения ремня.

5) Межосевое расстояние.

6) Угол охвата на ведущем шкиве.

8. Длина ремня.

9. Уточнение межосевого расстояния.

10. Число пробегов.

11)

12) Допустимое полезное напряжение.

13) Окружное усиление.

14) Определение количества ремней.

15) Находим усилия, действующие на валы.

16) Размеры.

Проектный расчет валов

Минимальный диаметр вала определяется из расчета на кручение по формуле

Размеры диаметров валов на всех участках (табл. 1) назначаем в соответствии с рекомендациями.

Номер вала	Участок вала
	Диаметр
	Выходного конца	Вала под подшипниками	Вала под зубчатыми колесами
I	6	6	Совместное исполнение
II	-	6	8
Ш	10	12	16
IV	10	12	10

Проверочный расчет вала.

Будем проверять вал №III. Из расчета передач известно:

Решение:

1. Выбор материала.

Ст. 45 нормализованная

2. Определение угла.

И з схемы видно, что точка зацепления пары цилиндрических колес K4 и K5 расположены диаметрально противоположно относительно вала. Следовательно, угол  = 180, Sin = 0, Cos = -1.

3) Определяем реакции опор в плоскости xoz:

4) Строим эпюры изгибающих моментов.

5) Определяем реакции опор в плоскости yoz

6) Строим эпюры изгибающих моментов.

7) Расчет вала на статическую прочность.

Из расчетов видно, что напряжение изгиба в точке B больше, чем в C. Находим касательное напряжение в этом сечение:

8) Выполним расчет вала на выносливость.

;

;

Предварительно определяем коэффициенты:

;

Пределы выносливости.

Запас выносливости по нормальным напряжениям.

Запас выносливости по касательным напряжениям.

Общий запас выносливости.

n > [n]

[n] = 2 – 3

Расчет долговечности подшипника

Выходной вал редуктора укреплен на радиальных шарикоподшипниках № 203. Работа прерывистая с динамическими нагрузками. Срок службы – 5 лет односменной работы.

1. Определяем динамическую и статическую грузоподъемность данного подшипника C=12054 Н, C₀=8301 Н.

2. Определяем эквивалентную нагрузку первого и второго подшипников.

P₁=(VXF_r1+YF_a1)k_δk_T.

Принимаем V=1 (вращается внутреннее кольцо), k_δ=2,5 (при динамических нагрузках), k_T=1 (t<125⁰С).

Для определения коэффициентов X и Y находим отношение:

F_r1/ C₀₁=73,8/8301=0,009, F_r2/ C₀₂=168,8/8301=0,02.

e₁=0,215, e₂=0,251.

S₁= e₁ F_r1=15,867 Н,

S₂= e₂ F_r2=42,37Н.

Сравнивая величины S₁, S₂ и F_a убеждаемся, что этот случай соответствует третьему случаю нагружения

S₁<S₂, F_a≥ S₂-S₁,

тогда осевая нагрузка на первый подшипник F_a1= S₁=15,87 Н,

на второй подшипник F_a2= S₁+ F_a =56,27 Н,

проверяем F_a1/V F_r1=15,87/73,8=0,215= e₁, F_a2/V F_r2=56,267/168,8=0,33>e₂.

Имеем для первого подшипника X₁=1, Y₁=0.

а для второго

X₂=0,45, Y₂=0,55/e

Находим эквивалентные нагрузки

P₁=(VX₁F_r1+Y₁F_a1)k_δk_T=(54,144+510,2)*2,5=184,5

P₂=(VX₂F_r2+Y₂F_a2)k_δk_T=262,44*2,5=498 Н.

1. Определяем долговечность второго шарикоподшипника, как более нагруженного. Имеем

L_h=(C/P)³*10⁶/60n=236,3*10⁶/n=29*10⁶

Определяем заданный срок службы (ресурс работы) за 5 лет (считаем, что в каждом месяце 22 восьмичасовых рабочих дня)

L_h^'=5*12*22*8=10560ч.

Следовательно, подшипники с запасом выдержат заданный срок службы.