42814

Розрахунок електтродвигуна з заданими характеристиками

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Зазвичай обирається електродвигун з потужністю, яка трохи більша, ніж потрібна. За потрібною потужністю електродвигуна та синхронною частотою обертання обираємо електродвигун з характеристиками, які наведено у таблиці

Украинкский

2013-11-01

354.91 KB

2 чел.

1. Кінематичний розрахунок та вибір електродвигуна

1.1 Вибір електродвигуна

Потрібна потужність приводу  визначається за формулою:

                         = 7.15+4,83=11,98 кВт,

 6.8/0,96·0,99=7.15 кВт,4.5/0,99·0,99·0,96·0,99=4.83кВт.

де    - ККД приводу;

       - ККД передачі зачепленням;

       – ККД клинопасової передачі;

подш= 0,99 – ККД однієї пари підшипників кочення;

           м   =   0,99 – ККД муфти.

Зазвичай обирається електродвигун з потужністю, яка трохи більша, ніж потрібна. За потрібною потужністю електродвигуна та синхронною частотою обертання обираємо електродвигун з характеристиками, які наведено у таблиці 1.1.

Таблиця 1.1 – Параметри електродвигуна

Типорозмір

Потужність Рэд, кВт

Синхронна частота nc мин-1

Робоча частота nэд мин-1

Відношення максимального моменту до номінального Т,max/Tном

Діаметр валу електродвигуна,  dв мм

4А160S4У3

15,0

1500

1465

2,2

42

1.2 Кінематичний розрахунок

Загальне передатне число приводу:

                     1465/280=5.232.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Передатне число клинопасової передачі:

                       uпп = 1465/660=2.22,

приймається стандартне значення uпп = 2,24,

Δ u = (2,22-2,24)/2,22 = 0.9%<[Δ]=5%.

Тоді передатне число редуктора складатиме:

                      uр = uприв/uпп = 5,232/2,24=2,33,

приймається стандартне значення uр = 2,24,

Δu=(2,24-2,33)/2,33 = 3.8%<[Δ]=4%.

Фактичне передатне число приводу складає:

                       uф = 2,24·2,24=5,02.

Відсоток похибки фактичного передатного числа відносно номінального:

Δu = = (5,232-5,02)/5,232=4,05%.

Оскільки при [Δu] = 5% умова виконується, можна зробити висновок про те, що кінематичний розрахунок приводу виконано правильно.

1.3 Розрахунок частот, потужностей та крутних моментів на окремих елементах приводу

Частота обертання валу електродвигуна та встановленого на ньому ведучого шківу:

         nед = 1465 хв-1.

        Частота обертання вхідного валу редуктора та встановленого на ньому веденого шківу:

           1465/2,24=654,02 хв-1.

Частота обертання вихідного валу редуктора:

          nкр =654,02/2,24=292 хв-1.

Потужності, які передаються окремими  елементами приводу:

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

                          11,98 кВт,

                         7,15 кВт,

                         11,98∙0,96∙0,99 = 11,39 кВт,

                           5,08/0,99= 5,13 кВт,

                           4,88/0,96 = 5,08 кВт,

                           4,83/0,99 = 4,88 кВт,

                           4,83 кВт.

Крутні моменти:

                           9550(11,98/1465) = 78,09 Нм,

                           9550(11,39/654,02) = 166,31 Нм,

                           9550(5,08/654,02) = 74,18 Нм,

                           9550(4,88/292) = 159,61 Нм,

                           9550(7,15/654,02) = 104,41 Нм,

                           9550(4,83/292) = 158 Нм.

Результати розрахунків наведено у таблиці 1.2.

Таблиця 1.2 – Результати кінематичного розрахунку

Параметри

Електро-

двигун

Пасова передача

Редуктор

Вихід

вч

вд

z1

z2

1

2

n, хв-1

1465

1465

654,02

654,02

292

654,02

292

Р, кВт

11,98

11,98

11,39

5,08

4,88

7,15

4,83

Т, Нм

78,09

78,09

166,31

74,18

159,61

104,41

158

u

2,24

2,24

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Ескіз електродвигуна наведено на рисунку 1.1

Рисунок 1.1 – Ескіз електродвигуна

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

2 Розрахунок клинопасової передачі

Момент на ведучому шківу:

                         Твд = 166,31 Нм.

Згідно з  моментом для передачі обирається пас типу В.

Діаметр меншого шківу: d1 = 200 мм.

Діаметр більшого шківу: d2 = u∙d1 =200∙2,24= 448  мм.

Приймається  d2 = 450 мм.

Міжосьова відстань:

                   а = 1,2∙d2 = 1,2∙450 = 540 мм.

Орієнтовна довжина пасу:

                    lор = 2а + Δ1 + Δ2/а,                                                                           (2.1)

де    Δ1 = 3,14∙(450-200)/2=392,5,

        Δ2 = ((450-200)/2)2=15625,

                 lор =2∙540+392,5+15625/540=1501,4 мм.

Приймається стандартне значення l =1600 мм.

Фактична міжосьова відстань:

           а = ¼[(l1) + √ (l1)2 – 8Δ2 ] ,                                           (2.2)

           а[(1600-392,5)+]= 590 мм.

Межі регулювання:

         аmin = а – 0,01l = 590-16 = 574 мм.                                                             (2.3)

         аmax = а + 0,025l = 590+40= 630 мм.                                                          (2.4)

Кут обхвату пасом меншого шківу:

        α = 180º - (d2 – d1)∙60/а = 180-(450-200)60/590 = 154,6°.                          (2.5)                                                                

Окружна швидкість пасу:

         v = πd1n/60000,                                                                                            (2.6)

        v = 3,14∙200∙1465/60000=15,3 м/с.

Відношення

1000v/l = 1000∙15,3/1600= 9,6 < [v] = 10                                                            (2.7)

виконується.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Потужність, що допускається на один пас:

[Р] = Роkαkоkр = 4,5∙0,92∙0,86∙0,76 = 2,7 кВт.

де Ро – потужність, що передається одним пасом за початкових умов;

    kα – коефіцієнт кута обхвату;

    kо – коефіцієнт довжини пасу;

    kр – коефіцієнт режиму роботи.

Потрібна кількість пасів:

                       z = Р/[Р],                                                                                         (2.8)

                     z = 11,98/2,7=4,44.

З поправкою на кількість пасів:

                          z′ = z/kz ,                                                                                       (2.9)

                          z′ =4,44/0,9=4,93, прийнято z′ =5.

Зусилля, яке діє на вали у передачі:

                       Q = 2sоsin(α/2),                                                                             (2.10)                    

де sо = 780Р/vkα kр′,                                                                                             (2.11)

                  sо =780∙11,98/9,6∙0,92∙0,76=1392 Н.

                  Q =2∙1392∙sin(154,6/2) = 2940 Н.

Розміри для викреслювання профілю шківу:

С = 5,7 мм; е = 14,5 мм; t = 25,5 мм; s = 17 мм; φ = 36º.

Ширина шківу:

              bш = (z – 1)∙t + 2s,                                                                               (2.12)

              bш = (5-1)25,5+2∙17 = 136 мм.

Приймається стандартне значення bш = 140 мм.

Ескіз шківу показано на рисунку 2.1.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Рисунок 2.1 – Ескіз шківу

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

3 Розрахунок конічної зубчастої передачі

3.1 Проектний розрахунок

Вибір матеріалів та розрахунок припустимих напружень

Приймається для шестерні сталь 40Х, загартована, з низьким відпуском, НВ = 280±10, для колеса - сталь 40Х поліпшена, НВ = 260±10.

Припустимі контактні напруження:

[σ]н = (σнlimb/sн )khl zR zV kL kXH,                                                                              (3.1)

де для шестерні

σнlimb = 2НВ + 70 = 2·280+70 = 630 МПа

sн = 1,1 (гартування).

Коефіцієнт довговічності:

khl1 = Nно/ NнЕ  =  22/464  < 1  , прийнято khl1 = 1.                                            (3.3)

Nно1 = 22∙106,

NнЕ1 =60Σtіnіі1)3n=const = 60∙654(8500+5100∙0,83+3400∙0,63)=464·106            (3.4)

zr = 1 (прийнятий 7 клас чистоти обробки);

zv = 1 (очікується швидкість, менша за 5 м/с);

kl = 1 (рясне змащування); 

k = 1 (очікується  діаметр колеса, менший за 700 мм).

[σ]н1 = 510/1,1 = 465 МПа.

Для колеса:

σнlimb = 2НВ + 70 = 2·210+70=490 МПа.

sн = 1,1 (поліпшення),

khl2 = Nно/ NнЕ  =  18,6∙106/208∙106  < 1 , прийнято khl2 = 1,

Nно2 = 18,6∙106,  

NнЕ2  = NнЕ1/u = 464∙106/2,24 = 208∙106,

[σ]н2 =  490/1,1 = 446 МПа.

Призначення коефіцієнтів

Коефіцієнт навантаження:

           kh = kvhkβh ,                                                                                                    (3.4)

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

де kβh = 1,12 (b/d1 = 0,15√1+u2  = 0,15),

        kvh = 1,2 (прийнятий орієнтовно).

Розрахунок діаметру колеса     

Діаметр колеса визначаємо за формулою:

               d2 = kd2p√(Р2 k khV)/n2[σ]н2 ,                                                                 (3.5)

               d2 =  = 145,9 мм.

Приймається стандартний d2 = 160 мм (по ГОСТ 12289-76).

Призначення модуля

Приймається z1баж = 25, тоді модуль становитиме:

                           m ≈ d2/uz1баж,                                                                               (3.6)

                m ≈  160/2,24∙25 = 2,85 мм.

Приймається стандартний m = 3 мм.

Призначення чисел зубців

z2 = d2/m = 160/3 = 53,33, прийнято z2 = 53,        

z1 = z2/u   = 53/2,24 = 23,66, приймається  z1 = 23.

uф = z2/z1 =  53/23 = 2,304.

Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс

d1 = mz1 = 3∙23 = 69 мм,

d2 = mz2 = 3∙53 = 159 мм,

δ2 = arctg2,304= 66,5378º;

δ1 =   90 - 66,5378º = 23,4622º.        

dа1 = d1 + 2mcos δ1 = 69+2∙3∙cos23,4622º = 74,5039 мм.

dа2 = d2 + 2mcos δ2 = 159+2∙3∙cos66,5378º = 161,3889 мм.

          b = 25 мм (ГОСТ 12289-76).

Призначання ступеню точності зубчастих коліс

Середня окружна швидкість:

v = πdсрn1/60000 = 3,14∙40,04∙584/60000 = 1,22 м/с,                                     (3.7)

де dср = d1 - bsinδ1 = 50 - 25sin23,4622º= 40,04 мм.

призначається ступінь точності  8В.     

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

3.2 Перевірочний розрахунок

Перевірка на контактну втомну міцність

Розрахункова умова:

σн   <   [σ]н                                                                                                                                    (3.8)

де [σ]н = [σ]н2 = 510 МПа (див. раніше).

σн = zн·zм·zε·(1/d1)√[2∙9,55∙106 Р2 kh (u2 + 1)]/n2bωkр.                                     (3.9)

Приймається:

zн = 1,77;

zм = 275 (сталь-сталь);

zε = 0,9 (прийнято)

ωv = δq0vср√(d1 + d2)/2u = 0,006∙56∙1,22= 2,92                        (3.10)

ωtp = (1000Р1kk)/vb = (1000∙4,23∙1,12∙1,2)/1,22∙25 =  186,4                       (3.11)

kр = 1-b/Rе=1-25/86,9 = 0,72.                                                                             (3.12)

де  Rе = d2/2sin δ2 =159/2∙sin66,5378 = 86,9                                                      (3.13)

kHV = 1+2,92/186,4 = 1,02.

Таким чином:

σн =   = 363 МПа,

σн   <   [σ]н – контактна втомна міцність забезпечена.

Перевірка на згинальну втомну міцність

Перевірка на згинальну втомну міцність виконується з умови:

                      σF  <   [σ]F.

Встановлюється, за яким з зубчастих коліс пари вести розрахунок, для чого як для шестерні, так й для колеса розраховується відношення [σ]F/YF.

Припустиме згинальне напруження:

[σ]F0 = σFlim/ sFYsYRYXF,                                                                                       (3.14)

де σFlim = σFlimb kFg kFd kFe kFl.                                                                              (3.15)

Приймається:

Ys = 1 (модуль менш 5 мм)

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

YR = 1 ( 7-й клас чистоти);

YXF = 1 (діаметр колеса менш 500 мм);

kFg = 1 (перехідна поверхня не шліфується);

kFd=1(деформаційне зміцнення перехідної поверхні не передбачається).

Для шестерні:

kFl =  N/NFЕ  = 1

sF = 2,2 (поковка)

σFlim = 1,8НВ = 1,8∙280 = 500 МПа

[σ]F1 = 500/2,2 = 227 МПа

Для колеса:

kFl =  N/NFЕ  = 1

σFlim = 1,8НВ = 1,8∙260 = 470 МПа

sF = 2,2 (поковка)

[σ]F2 = 470/2,2 = 213 МПа

Коефіцієнти форми зубця:

YF1 = 3,9 (zε1 = z1/cosδ1 = 23/cos23,4622º = 25),             

YF2 = 3,6 (zε2 = z2/cosδ2 = 53/cos66,5378º = 132,5).              

Розраховуємо відношення:

[σ]F1/YF1  = 227/3,9 = 58,21, [σ]F2/YF2 = 213/3,6 = 59,2.

Більш слабким елементом є шестерня, за якою й ведеться подальший розрахунок.

σF = YF(2∙9,55∙106∙Р∙kF)/n∙d∙b∙m∙kр = 3,9∙2∙9,55∙106∙5,08∙1/654∙69∙25∙3∙0,72 =

=  149 МПа

                                     σF  <   [σ]F, -

Згинальну втомну міцність забезпечено.

Перевірка на контактну міцність підчас дії максимальних перевантажень

Розрахункова умова:

,

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

де максимальне контактне напруження:

де = 369 МПа (див. вище);

  - коефіцієнт перевантаження,

== = 2,75.

= = 603 МПа.

Допустиме контактне напруження:

=2,8σТ=2,8·450 = 1260 МПа,

603 < 1260 – контактну міцність підчас дії максимальних перевантажень забезпечено.

Перевірка на згинальну міцність підчас дії максимальних перевантажень

Розрахункова умова:

Максимальне згинальне напруження:

,

де = 149 МПа (див. вище);

 = 2,75 (див. вище);

= = 410 МПа.

Допустиме згинальне напруження:

=2,75HB=2,75·230= 632 МПа,

410 < 632 – згинальну міцність підчас дії максимальних перевантажень забезпечено.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Ескіз передачі наведено на рисунку 3.1.

Рисунок 3.1 – Ескіз конічної передачі

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

4 Проектний розрахунок валів та підбір підшипників

4.1 Проектний розрахунок валів

Проектний розрахунок валів виконується з умови припустимого напруження при крученні:   

- вхідний вал

d =25,8 мм;

приймаємо діаметр під підшипник dп=30 мм;

вихідний вал

d = 33,3 мм;

приймаємо діаметр під підшипник dп = 35 мм

4.2 Підбір підшипників

Для вхідного валу приймаємо підшипники № 7306 ГОСТ 8338-75

d=30 мм; D=72 мм; B =19 мм; C=43000 Н;

Для вихідного валу приймаємо підшипники № 7307 ГОСТ 8338-75

d = 35 мм; D= 80 мм; B=21 мм; C=54000 Н.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

5 Розрахунок основних розмірів корпусу редуктора

Корпус редуктора складається із власне корпуса та кришки, які відливаються із чавуну або легкого сплаву. Застосовуються також зварні сталеві корпуси. Вони легше чавунних і для виготовлення не вимагають моделей.

Основними елементами корпуса є його стінки, опорна поверхня, фланець корпуса, що прилягає до фланця кришки, та гнізда для підшипників.

У кришці звичайно передбачають люк, розміри якого достатні для огляду передач, а також вуха для транспортування редуктора. Замість вух можуть бути встановлені рим-болти.

Підшипникові гнізда в конструкціях закриваються накладними фланцевими кришками, які кріпляться до корпусних деталей болтами.

Розміри корпусних деталей призначають по співвідношеннях, які базуються головним чином на практичному досвіді редукторобудування. Можна керуватися наступними рекомендаціями.

Товщина стінки корпуса

 6.

де Tт  - обертаючий момент на тихохідному валу;

aW  - міжосьова відстань  тихохідного ступеню, маємо:

δ=мм, приймається δ=6 мм.

Діаметр фундаментних болтів .

= 5,6, приймаємо болти М10.

Діаметр стяжних болтів    0,75, приймаємо болти М8.

Кількість фундаментних болтів -  4 або 6.

Відстань між стяжними болтами у фланцях приймається в 8...12 разів більше діаметрів болтів.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

6 Перевірочний розрахунок валів

6.1 Загальні відомості

Основні критерії роботоспроможності валів – міцність та жорсткість. Міцність валів визначається розміром та характером навантажень, які виникають під впливом  сил, які діють з боку встановлених на них деталей. У загальному випадку у валах виникає напруження згинання, нормальні напруження стискання-розтягу та дотичні напруження кручення.

Для валів виділяють втомну міцність при номінальних навантаженнях та статичну міцність підчас пікових навантажень. Через небезпеку втомного руйнування вали розраховують на втомну міцність. Вали, які працюють з перевантаженнями, розраховують не тільки на опір втомі, але й на статичну міцність.

Для розрахунку валів складаємо розрахункову схему. При цьому приймаємо, що деталі передають валові сили та моменти посередині своєї ширини. Власне масу валу та масу встановлених деталей, а також сили тертя, які виникають в опорах, враховувати не будемо.

6.2 Перевірочний розрахунок вхідного валу

Призначення матеріалу валу

До матеріалу машинних валів висуваються вимоги високої міцності, жорсткості та ударної в’язкості при мінімальній чутливості до концентрації напружень. Таким вимогам відповідають середньо вуглецеві сталі - Сталь 35, Сталь 45 (ГОСТ 1050-88), леговані сталі - 40Х, 40ХН, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 30ХГТ (ГОСТ 4543-88).

Для виготовлення валу призначаємо Сталь 45 ГОСТ 1050-88:

- межа міцності за нормальними напруженнями = 600 МПа;

-  межа текучості за нормальними напруженнями = 340 МПа;

-  межа текучості за дотичними напруженнями = 220 МПа;

- межа текучості за нормальними напруженнями при симетричному циклі  =250 МПа;

- межа текучості за дотичними напруженнями при симетричному циклі =150 МПа.

Визначення сил, що діють на вал

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Розраховуємо сили, що діють в зачепленні зубчастої передачі:

- окружна сила Ft21= = = 2800 Н;

- радіальна сила Fr21= = 2800·0,36= 1008 Н;

Розрахункову схему валу наведено на рисунку 6.1

Розглядаємо вал у горизонтальній площині:

  Складаємо рівняння рівноваги відносно опори А:

      =Ft12·56-RВ·112=0, звідки:

RВ = RА = 0,5Ft12 = 1400 Н.

Розглядаємо вал у вертикальній площині:

Складаємо рівняння рівноваги відносно опори А:

      =Fr12·56-RВ·112=0, звідки:

RВ = RА = 0,5Fr12 = 504 Н.

83,3 Н·м;

Т=101,5 Н·м;

Таким чином, концентрація напружень зумовлена наявністю шпонкового пазу.

=40 мм.

Досить часто руйнування валів носить втомний характер, тому розрахунок валів на втому є основним. Він зводиться до визначення дійсних коефіцієнтів запасу міцності S для  небезпечних перерізів вала й порівняння їх з допустимими коефіцієнтами  запасу міцності [S].

Умова міцності:

S[S].

Запас міцності S при сумісній дії нормальних і дотичних напружень може бути розрахований по формулі:

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

де   - запас міцності по нормальних напруженнях , ;     

- запас міцності по дотичних напруженнях, ;

- змінні складові циклів зміни напружень;

       - постійні складові циклів напружень.

Враховуючи те, що зовнішні навантаження відносно осі валу мають сталий характер, можна написати:

.

Враховуючи нереверсивний режим роботи валу:

де  W и  - момент опору перерізу при згині та крученні відповідно.

Сумарні коефіцієнти, що враховують вплив всіх факторів на опір втомі при згині й крученні визначають по формулах:

;       ;

де  - ефективні коефіцієнти концентрації при згині й крученні;        - коефіцієнти впливу абсолютних розмірів;

       - коефіцієнт впливу шорсткості поверхні;

       - коефіцієнт впливу зміцнення.

Як правило, виконується також перевірка на статичну міцність при максимальних перевантаженнях. Розрахунок ведеться в припущенні, що під час короткочасних перевантажень напруження у всіх перерізах вала зростають порівняно з напруженнями номінального навантаження.

Умова міцності:

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

   Перевірочний розрахунок на витривалість у перетині (a-a)

  1.  ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині й крученні:

=1,6;  =1,5;

=0,88;  =0,77;

=1,1 (при шорсткості Ra=2,5);

=1 (поверхневе зміцнення не передбачене);

=1,92;  =2,05;

- момент опору перерізу:

= =6,4

= =12,8 ;

- змінні складові циклів напружень:

=  =13 МПа;

=  =0 МПа;

=  =2,48 МПа;

для середньовуглецевих сталей: =0,2; =0,1.

Таким чином, маємо:

=8,5;

=16,7;

=7,1;

[S]=1,7...2,5

7,1>1,7 – відповідно, витривалість валу забезпечена.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

 6.3 Перевірочний розрахунок вихідного валу

Призначення матеріалу валу

Для виготовлення валу призначаємо Сталь 45 ГОСТ 1050-94:

- межа міцності за нормальними напруженнями =600 МПа;

-  межа текучості за нормальними напруженнями =340 МПа;

-  межа текучості за дотичними напруженнями =220 МПа;

- межа текучості за нормальними напруженнями при симетричному циклі  =250 МПа;

- межа текучості за дотичними напруженнями при симетричному циклі =150 МПа.

Визначення сил, що діють на вал

Розраховуємо сили, що діють в зачепленні конічної передачі:

- окружна сила Ft2= = =  2770 Н;

- радіальна сила Fr21= = 2770·0,36 = 1000 Н;

Розрахункову схему валу наведено на рисунку 6.2.

Розрахунок опорних реакцій та згинаючих моментів

Горизонтальна площина

Складаємо рівняння рівноваги відносно опори А:

      = Ft·0,058- Rв·0,116=0, звідки:

      Rв = Rа = Ft/2 = 1385 Н;

Вертикальна площина:   

Складаємо рівняння рівноваги відносно опори А:

      = Fr·0,058 - Rв·0,116=0,

  звідки

      Rв = Rа = Fr/2 = 500 Н;

Небезпечний переріз – в місці посадки зубчастого колеса. Концентратор – шпонковий паз.

Сумарний згинаючий момент:

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

85 Нм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

=1,75;  =1,5;

Коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечних перерізів:

=0,81;  =0,7;

Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні:

=1,1 (при шорсткості Ra=2,5);

=1.

Сумарні коефіцієнти, що враховують вплив всіх факторів на опір втомі при згині та крученні:

 =2,26;  =2,24;

момент опору перерізу: W = 3,14·0,063/16 = 43·10-6 м3.

Змінні складові циклів навантажень:

= = 2 МПа;

=  = 0 МПа;

=  = 4,6 МПа;

- коефіцієнти , :

для середньовуглецевих сталей: =0,2; =0,1;

- коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

= 55;

- коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

= 14,6;

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

- загальний коефіцієнт запасу міцності

=14,1;

14,1 >1,7 – міцність валу у перерізі забезпечена.

7 Перевірочний розрахунок підшипників кочення

7.1 Вхідний вал

Розрахункова умова:

 

де    - довговічність, яку може випрацювати підшипник;

      - довговічність, що задана у технічному завданні.

Розрахунок підшипників вхідного валу

Тип підшипників, на яких встановлений вал:

опора 1,2 – роликопідшипники  однорядні ГОСТ 333-75 306 d=30 мм; D=72 мм; B=19 мм; C=28000 Н; =14600 Н;

Розраховуємо навантаження, що діють в опорах:

=  =  = 1490 Н;

=  =  = 1490 Н;

Опори  є однаково навантаженими, по ній проводимо подальший розрахунок.

Розраховуємо довговічність підшипника в млн. об.:

= 1490·1·1,5·1=2230 Н;

де   -  сумарне навантаження на підшипник;

=1, бо обертається внутрішнє кільце підшипника;

     - температурний коефіцієнт, =1 (до 100°С);

     - коефіцієнт безпеки, =1,5.

= =450 млн. об

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

де   -  динамічна вантажопідйомність;     

- коефіцієнт, який враховує вірогідність відмови, для ступеню надійності S=0,98, =0,33;

    =0,68 - для роликопідшипників;

    =3,33 - для роликопідшипників;

Розраховуємо довговічність підшипника у годинах з підвищеною гарантією робочого ресурсу

= =19260 год.,

де   -  частота обертання валу;

= 17000 год.,

- підшипник гідний.

7.2 Вихідний вал

Розрахункова умова:

 

де    - довговічність, яку може випрацювати підшипник;

      - довговічність, що задана у технічному завданні.

Розрахунок підшипників вихідного валу

Тип підшипників, на яких встановлений вал:

опора 1,2: № 310 ГОСТ 8338-75

d = 50 мм; D=110 мм; B=27 мм; C=61800 Н; =36000 Н.

Розраховуємо навантаження, що діють в опорах:

=  =  = 1450 Н;

=  =  = 1450 Н;

Опори  є однаково навантаженими, проводимо подальший розрахунок.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Розраховуємо довговічність підшипника в млн. об.

= 1450·1·1,5·1= 2175 Н;

де   -  сумарне навантаження на підшипник;

    =1, бо обертається внутрішнє кільце підшипника;

     - температурний коефіцієнт, =1 (до 100°С);

     - коефіцієнт безпеки, =1,5.

= =5677 млн. об.

де   -  динамічна вантажопідйомність;

     - коефіцієнт, який враховує вірогідність відмови, для ступеню надійності S=0,98, =0,33;

    =0,75 - для шарикопідшипників;

    =3 - для шарикопідшипників;

Розраховуємо довговічність підшипника у годинах з підвищеною гарантією робочого ресурсу

= =723370 год.,

де   -  частота обертання валу;

= 17000 год.,

- підшипник гідний.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

8 Розрахунок з’єднань, що передають крутні моменти

8.1 Розрахунок шпонкових з’єднань

Вихідні дані для шпонкового з’єднання вхідного валу: T= 101,5 Н·м; d=40 мм.

Матеріал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки: bh=1210; L=65 мм.

Розраховуємо зминання на робочій грані шпонки:

 = =59,1 МПа,

де K=0,4h=0,4·40=4 мм;

  Lр=L-b=65-12=53 мм;

Розраховуємо допустиме напруження зминання:

=  = 165 МПа,

де  [S] – прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S]=2;

    =330 МПа.

<  = 165 МПа, таким чином, шпонкове з’єднання роботоспроможне.

Вихідні дані для шпонкового з’єднання вихідного валу: T= 532,2 Н·м; d=60 мм.

Матеріал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 встановлюємо розміри призматичної шпонки: bh=2216; L=85 мм.

Розраховуємо зминання на робочій грані шпонки:

 = =63,6 МПа,

де K=0,4h=0,4·16=7 мм;

  Lр=L-b=65-22=43 мм;

Розраховуємо допустиме напруження зминання:

=  = 165 МПа,

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

де  [S] – прийнятий коефіцієнт запасу міцності, [S]=2;

    =330 МПа.

<  = 165 МПа, таким чином, шпонкове з’єднання роботоспроможне.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

9 Технічні умови на експлуатацію

Для зменшення втрат потужності на тертя й зниження інтенсивності зношування тертьових поверхонь, а також для запобігання їх від заїдання, задирів, корозії й для кращого відводу теплоти тертьові поверхні деталей повинні мати надійне змазування

Для змазування передач застосовуємо картерну систему. У корпус  заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса при обертанні захоплюють масло, розприскуючи його усередині корпуса. Масло попадає на внутрішні стінки корпуса, звідки стікає в нижню його частину. Усередині корпуса утворюється суспензія часток масла в  повітрі, що покриває поверхню розташованих усередині корпуса деталей.

Принцип призначення марки масла наступний: чим вище контактний тиск в зубця, тим більшою в'язкістю повинне володіти масло, чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла. Тому необхідну в'язкість масла визначають у залежності від контактних напружень й окружної швидкості коліс.

Визначаємо параметри для призначення марки масла:

= = 2,74 м/с;

=  =159,72

Цьому значенню відповідає =40    [10,  с.135, табл. 8.4]

Відповідно до  цього приймаємо для змащення зубчастої передачі рідке нафтове змащення - індустріальне масло И-40A ГОСТ 20799-75, для якого  = 35…45 . [10,  с.135, табл. 8.1]

Розрахунок потрібної кількості масла:

=2(0,35…0,7)Рпотр=2·0,35·5,6 = 3,5 л.

Розраховуємо гранично припустимі рівні занурення коліс у масляну ванну

=1,5m=1,5·2 = 3 мм;

=R=81,5 = 27 мм;

Приймаємо h=16 мм.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Відповідно до  конструкції  заливається Vм = 3,2 л, щоб забезпечити необхідне занурення колеса в масло.

Рівень масла, що перебуває в корпусі редуктора, контролюють жезловим масловказівником.

При тривалій роботі у зв'язку з нагріванням масли й повітря підвищується тиск усередині корпуса. Це приводить до просочування масла через ущільнення й стики, щоб уникнути цього внутрішня порожнина корпуса контактує із зовнішнім середовищем за рахунок установки пробки-віддушини.

Змащення підшипників кочення здійснюється тим же маслом що й деталей передач за рахунок розбризкування змащення цими деталями. На площині роз’єму корпуси виконані спеціальні канали, що збирають змащення, яке зтікає зі стінок і спрямовує її в гнізда підшипників. Для вільного проникнення масла порожнина підшипника відкрита усередину корпуса.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Висновки

У процесі виконання роботи представлений повний порядок розробки конструкції приводу до пресу й пов'язаної з ним документації.

На основі кінематичної схеми приводу розроблені елементи передач,  несучих і опорних елементів і допоміжних деталей. Розробка конструктивних особливостей приводу виконана із проведенням проектних і перевірочних розрахунків деталей і вузлів приводу, передач (зубчастих зачеплень, муфти, підшипників і т.д.). Описано техніко-економічні й експлуатаційні параметри приводу, що дозволить найбільше раціонально забезпечити його роботу при заданих зовнішніх умовах.

Робота показала, що створення ефективно працюючого приводу можливо тільки з обліком послідовних проектувальних і перевірочних розрахунків, мінімізацією витрат на виготовлення, зборку й експлуатацію приводу.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Література

1 Расчеты деталей машин: Справ. пособие/А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выш. шк.., 1986. – 400 с.: ил.

2 Методические указании к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода / Сост. С.Г. Карнаух. – Краматорск: ДГМА, 2002. – 64 с.

3 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчеты зубчатых передач в закрытом исполнении / Попов В.Л. – Краматорск: КИИ, 1981. – 113 с.

4 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию по дисциплине «Расчет червячных цилиндрических передач с применением ЭВМ» (для всех студентов механических специальностей) / Сост. А.В. Чумаченко, А.И. Гребенюк. – Краматорск: КИИ, 1989. – 40 с.

5 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Расчет передачи роликовой цепью / Сост. А.В. Чумаченко, С.С. Сервирог – Краматорск, ДГМА, 2000 – 18 с.

6 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчеты ременных передач / Попов В.Л. – Краматорск: КИИ, 1981. – 39 с.

7 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчет ременных передач на ЭВМ / Шишлоков П.В., Новицкая Л.Н. – Краматорск: ДГМА, 1997. – 19 с.

8 Методические указания к расчету валов и осей (для студентов всех специальностей вуза) / Сост. В.Л. Попов, А.В. Чумаченко. – Краматорск: КИИ, 1992. – 47 с.

9 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. шк., 1990.-399 с., ил.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Вступ

Ефективність виробництва, рівень його технічного прогресу, якість виготовляємої продукції у багатьох відношеннях залежать від характеру розвитку виробництва нового обладнання й машин, агрегатів й установок, від всебічного впровадження методів техніко-економічного аналізу.

Машинобудування, яке є  постачальником техніки більшості галузей народного господарства, відіграє ключову роль у технічному прогресі держави, якісно впливаючи на створення матеріальної бази суспільства. Саме цьому його розвитку повинна приділятися особлива увага.

Значення машин для людського суспільства надзвичайно велике. Машини максимально підвищують виробність праці, сприяють підвищенню якості продукції, що виготовляється та зниженню її собівартості.

Будь-яка машина складається з деталей. Деталь – це виріб, виготовлений з однорідного за найменуванням та маркою матеріалу без застосування складальних операцій. Комплекс сумісно працюючих деталей, поєднаних спільним призначенням та утворюючих окрему конструктивну одиницю, називається складальною одиницею.

Деталі, складальні одиниці та комплекси утворюють готові вироби, які підлягають виготовленню.

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата

Аркуш

Зм

Арк..

№ докум.

Підп.

Дата


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

83210. Тарас Шевченко і фольклор 22.77 KB
  Дивовижна музикальність віршів поета зумовила те, що вони стали частиною народнопісенної творчості. Завдяки музичному відтворенню Шевченкових образів, музичному побутуванню його текстів та осмисленню їхньої музичної інтерпретації глибше усвідомлюється не тільки те місце, яке зайняла Шевченкова муза серед фольклорних жанрів...
83211. Розвиток швів мурування 184.98 KB
  Технологія Виконання Робіти У процесі кладки стіни і простінки виконують за єдиною системою перевязування швів багато та однорядною ланцюговою. Для викладання стовпів а також вузьких простінків шириною до 1 м у середині будівлі або прихованих опорядженням застосовують трирядну систему перевязування швів...
83212. Cамозвіт сестри медичної інфекційного кабінету КУ «ДГП №5» 141.39 KB
  Структура і організація роботи поліклініки КУ Дитяча міська поліклініка №5 знаходиться за адресою: вул. Про затвердження методичних рекомендацій Хірургічна та гігієнічна обробка рук медичного персоналу. Структура і організація роботи поліклініки. Техніка обробки рук.
83213. Проект разработки нового туристического продукта «Прибалтика для студентов» 160.64 KB
  Выбор дестинации и разработка данного тура обусловлены идеей создания бюджетного продукта, позволяющего ознакомиться с основными достопримечательностями и природной спецификой стран Прибалтики – Эстонии, Латвии, Литвы – при минимуме затрат. Многочисленные памятники архитектуры и культуры, костёлы и храмы...
83214. Организация Акушерско-гинекологической помощи в Украине. Охрана труда в отрасли 94.04 KB
  Основные направления развития акушерско-гинекологической помощи охраны материнства и детства являются приоритетным направлением деятельности государства, направленным на сохранение генофонда нации. Особенное значение имеют объединение акушерской и гинекологической служб с общей медицинской службой для оздоровления населения подросткового возраста...
83215. Подземная нефтегазовая гидромеханика (ПГМ) 1.85 MB
  Для процессов происходящих в нефтегазовых пластах при разработке характерно наличие периодов изменения параметров течения во времени пуск и остановка скважин проведение работ по интенсификации притока. От точности используемого закона фильтрации зависит достоверность данных исследования скважин и определение параметров пласта.
83216. Оценка эффективности инвестиций ООО «Дружковская пищевкусовая фабрика» 555.2 KB
  Украинская экономика является переходной, сочетающей в себе черты открытой рыночной и административной систем. Процесс реформ оказался связан с крупнейшими макроэкономическими проблемами: инфляция, инвестиционный кризис, бюджетный дефицит, быстро растущий государственный долг, демонетизация экономики, высокие риски и нестабильность.
83217. Формирование конкурентоспособности автомобильного концерна Peugeot – Citroen в условиях экономической нестабильности в ЕС 650.83 KB
  В связи с вышесказанным, цель данной дипломной работы заключается в вырабатывании решений, которые сделают компанию прибыльной и одной из передовых в своей отрасли. Для реализации этой цели будет проведен сопоставительный анализ с корейскими концернами Hyundai Motors и Kia Motors – единственными конкурентами Peugeot Citroen...
83218. РАЗВИТИЕ ЭЛЕКТРОННЫХ УСЛУГ КОММЕРЧЕСКИХ БАНКОВ КАЗАХСТАНА 936.5 KB
  Актуальность темы достаточно очевидна, так как все чаще и чаще в нашей жизни мы сталкиваемся с электронными расчетами, и все чаще и чаще современные инструменты денежного обращения начинают вытеснять на некоторых рынках своих предшественников – наличные деньги.