49859

Расчет мощности электродвигателя и его составляющих

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выберем расчетную частоту вращения вала электродвигателя, методом подбора по оптимальному значению передаточного числа. Рекомендуемые пределы значений для соосного двухступенчатого редуктора

Русский

2014-01-16

559.5 KB

2 чел.

Содержание.

Техническое задание……………………………………………..…………………3

Кинематическая схема механизма………………………………………………..4

Выбор электродвигателя…………………………………………………………..5

Определение общего передаточного числа……………………………………...6

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала...7

Выбор и определение допускаемых напряжений………………………………7

Расчет коэффициента нагрузки………………………………………………….10

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи……………………11

Выбор материала и определение допускаемых напряжений

быстроходной ступени…………………………………………….………………14

Расчет коэффициентов нагрузки………………………………………………..17

Проектный расчет быстроходной ступени редуктора………………………..18

Определение диаметров валов…………………………………………………..20

Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности…..…..21

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость……………………………….………22

Расчет шпоночного соединения………………………………………….………25

Выбор муфт……………………………………………………………….………..26

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников………………..……………….26

Список используемой литературы……………………………………………...28


Кинематическая схема механизма.


Выбор электродвигателя.

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

, где

Ft – 3000 Н – окружное усилие

V- 0.9 м/с – скорость ленты

nобщ – общий КПД привода

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

nобщ=nм1*nбыстр*nтих*nм2*nподш=0,985*0,97*0,97*0,985*0,99=0,904 , где

nм1=0,985 – КПД муфты 1

nбыстр=0,97 – КПД быстроходной ступени

nтих=0,97 – КПД тихоходной ступени

nм2=0,985 – КПД муфты 2

nподш=0,99 – КПД опоры вала

Значение  используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл. 1.2

Выберем расчетную частоту вращения вала электродвигателя, методом подбора по оптимальному значению передаточного числа. Рекомендуемые пределы значений для соосного двухступенчатого редуктора: 12.5…25. Тогда:

Наиболее удачно в диапазон передаточных чисел попадает вариант Uобщ4. Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры:

nэл.дв = 750 об/мин;

Pэл.дв = 2,987 кВт.

Выбираем электродвигатель марки АИР 112МА6, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики:

nэл.дв = 950 мин –1;

Рэл.дв= 3 кВт.

Определение общего передаточного числа.

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

- расчетное передаточное число тихоходной ступени

- расчетное передаточное число быстроходной ступени.

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р , кВт

n , мин -1

Т , Н∙м

Р1=Pэл.дв.nм1=3∙0,985= =2,955

n1=nэл.дв.=950

Т1=9550∙Р1/n1=

=9550∙2,955/950=29,7 

Р21nбыстр=2,955∙0,97=

=  2,87

n2=n1/Uбыстр=950/5,06= =187,74

Т2=9550∙Р2/n2=

=9550∙2,87/187,74=145,99

Р32nтих=2,87∙0,97=  =2,78

n3=n2/Uтих=187,74/4,1=  =45,79

Т3=9550∙Р3/n3=

=9550∙2,78/45,79=579,8

Р43nм2nподш=

=2,78∙0,985∙0,99=2,71

n4=n3=45,79

Т4=9550∙Р4/n4=

=9550∙2,71/45,79=565,2

Выбор и определение допускаемых напряжений.

Т.к. редуктор соосный, то первоначально расчет ведем по тихоходной ступени.

Таблица 2.

Колесо Z4

Шестерня Z3

Сталь 40Х, улучшение

НВ4=235…262

НВ4ср=(235+262)/2=248

σ T = 640 МПа

Сталь 40Х, закалка ТВЧ

НRC3=45…50

НRC3ср=(45+50)/2=47,5

σ T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения по заданному режиму нагружения.

КНЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К– коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

 

КНЕ4=0,18

К4=0,06

КНЕ3=0,18

КFЕ3=0,04

Число циклов перемены напряжений.

NG – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости (базовое число циклов нагружения).

NHG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис. 4.3 [1])

NFG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG4=12.5*106

NFG2=4*106

NHG3=80*106

NFG1=4*106

Суммарное число циклов нагружения.

N∑4=60t∙n4∙nз4=60∙20000∙45,8=

=54,96∙106

t - суммарное время работы передачи

n4 – частота вращения колеса

nз4 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑3=60t∙nз3∙nз3=60∙20000∙187,74∙1=

225,3∙ 106

N3 – частота вращения колеса

nз3 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ4НЕ4∙N∑4= =0,18*54,96*106=9,87*106

NНЕ3НЕ3∙N∑3= =0,18*225,3*106=45,55*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ4=9,89*106< NHG4=12.5*106

Принимаем NНЕ4=9,89*106

NНЕ3=45,55*106< NHG3=80*106

Принимаем NНЕ3=45,55*106

 Б)  изгибная выносливость

N44*N4=0,06*54,96*106= =3,29*106

N33*N3=0,04*225,3*106 

=9,012*106

Сравним полученные значения Nс табличным значением NFG:

N4=3,29*106< NFG4=4*106

Принимаем N4=3,29*106

NFЕ3=9,012*106> NFG3=4*106

Принимаем NFЕ3=NFG3=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н]max и [σF]max - предельные допускаемые напряжения

σт – предел текучести материала

Н]max4=2,8* σт4=2,8*640=1792 МПа

F]max4=2,74*НВ4ср=2,74*248=679,5 МПа

Н]max3=40HRC3ср=40*47,5=1900 МПа

F]max3=1430 МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н]= [σ0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[σН]max ,где

0]Н – длительный предел контактной выносливости

Н]допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

Н]max – предельное допускаемое контактное напряжение

0]Н=(2*НВср+70)/SH

0]Н4=(2*248+70)/1.2=514.5 МПа

SH4=1.2

[σ]Н4=514.5*(12,5*106/9,89*106)1/6=

=535 Мпа

0]Н3=(17*47,5+200)/1.1=839,6 МПа

SH3=1.1

[σ]Н3=839,6*(80*106/45,55*106)1/6=   =922,2 МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений шестерни или колеса

[σ]Н2<[σ]Н1 - [σ]Нрасч=535 МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ]F=[σ0]F*(4*106/ N) 1/n< [σ]Fmax, где

0]F0F/SF

σ0F – длительный предел контактной выносливости

SF – коэффициент безопасности

[σ]F – допускаемое контактное напряжение

[σ]Fmax – предельное допускаемое контактное напряжение

n = 6 при улучшении, n = 9 при закалке.

σ0F4=1,8*НВ4=1,8*248=446,4 МПа

SF2=1,75

0]F20F2/SF2= =446,4/1,75=255,1 МПа

σ0F3=550 МПа

SF1=1,75

0]F10F1/SF1= =550/1,75=214,3

[σ]F4=(4*106/3,29*106)1/6*255.1=

=263,5 МПа<[σ]Fmax=679.5 МПа

[σ]F3=(4*106/4*106)1/6*314,3=

314,3 МПа<[σ]Fmax=1430 МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни: [σ]F = 263,5 МПа.

Расчет коэффициента нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость: КННβHv

При расчете на изгибную выносливость: КF, где

КНβ и К – коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

КНυ и К – коэффициент динамической нагрузки

Для прирабатывающейся цилиндрической передачи значение Кβ определяется из выражения:

Кβ= Кβо(1-X)+X, где

КНβо = 1,8 и Кo=1,6 выбираем по [1] таблицам 5,2 и5,3 в зависимости от схемы передач, твердости рабочей поверхности зубьев и относительной ширины шестерни: b/d3=0.5Ψa(U ±1), где

Ψa=0,4 – коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U = 4,1 – заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,6 – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d3=0,5∙0,4∙(4,11+1)=1,02

КНβ=1,8∙(1-0,6)+0,6=1,32

К=1,6∙(1-0,6)+0,6=1,24

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5:

КНυ=1,04 и К=1.1

КН=1,2*1.04=1,373

КF=1,24*1,1=1,364

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи.

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

10000 – коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т3 – номинальный крутящий момент на валу колеса

U – заданное передаточное число

КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

[σ]Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение α округляем до ближайшего значения a=180 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: b4= Ψa∙а=0,4∙180=72 мм

Ширина шестерни: b3=b4+3=75 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m=0.5 округляем до большего значения m=3 по ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Z3=Z Σ/(U+1)=120/5,1=23,53 округляем до целого числа Z3=24

Z4= Z Σ- Z 3=120-24=96

Фактическое значение передаточного числа тихоходной ступени.

Uт= Z 4/ Z 3=96/24=4

Погрешность:

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т3 – номинальный крутящий момент на валу колеса

KF=1.364 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

YF4=3.60 – коэффициент формы зуба

Значение YF  выбираем в зависимости от числа зубьев Z4

B4 – рабочая ширина колеса

m – модуль

а – межосевое расстояние

Uт – фактическое передаточное число тихоходной ступени

[σ]F4 = 263,5 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Б) зуб шестерни:

, где

F4 =91,5 МПа – напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF3 = 3,9 и YF4 = 3,60 – коэффициенты, учитывающие форму зуба

[σ]F3 = 314,3 МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3+d4 = 2a

72+288 = 2*180 – верно.

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:

Для шестерни:

dа3= d3+2 m=72+2∙3=78 мм

df3= d3-2,5 m=72-2,5∙3=64,5 мм

Для колеса:

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T3*103/d4=2*579,8*1000/288=4032 H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgαn=4032*tg20o=1470Н

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени.

Таблица 3.

Колесо Z4

Шестерня Z3

Сталь 40Х, улучшение

НВ2=235…262

НВ2ср=(235+262)/2=248

σ T = 750 МПа

Сталь 40Х, улучшение

НВ1=269…302

НВ1ср=(269+302)/2=286

σ T = 640 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К– коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,18

КFЕ2=0,06

КНЕ1=0,18

КFЕ1=0,06

Число циклов перемены напряжений.

NG – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

NFG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=12,5*106

NFG2=4*106

NHG1=20*106

NFG1=4*106

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2=t*n2*nз2 =

=60*20000*187,74=225,3*106

t - суммарное время работы передачи

n2 – частота вращения колеса

nз2 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1= t*n1*nз1=

60∙20000∙950=1140∙106

N∑1 – суммарное число циклов нагружения колеса

nз1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2НЕ2*N∑2= =0,18*225,3*106

=45,55*106

NНЕ1НЕ1*N∑1=0,18*1140∙106 =205,5*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=45,55*106> NHG2=12,5*106

Принимаем NHE2=NHG2=12,5*106

NНЕ3=205,5*106> NHG3=20*106

Принимаем NHE1=NHG1=20*106

Б)  изгибная выносливость

N22*N2=0,06*225,3*106

=13,5*106

N11*N1=0,06*1140∙106

=68,4*106

Сравним полученные значения Nс табличным значением NFG:

NFЕ2= 13,5*106 >NFG2=4*106

Принимаем NFE2=NFG2=4*106

NFЕ3=68,4*106> NFG3=4*106

Принимаем NFЕ3=NFG3=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н]max и [σF]max - предельные допускаемые напряжения

σт – предел текучести материала

Н]max2=2,8* σт=2,8*640=1792 МПа

F]max2=2,74*НВср2=2,74*248=

=679,5МПа

Н]max1=2,8* σт =2,8*750=2100 МПа

F]max1=2,74*НВср1=2,74*286= =783,6МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н]= [σ0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[σН]max ,где

0]Н – длительный предел контактной выносливости

Н]допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

Н]max – предельное допускаемое контактное напряжение

0]Н2=(2*НВср+70)/SH2     0]Н1 =(2*НВср+70)/ SH1

0]Н2=(2*248+70)/1.1=514,5 МПа

SH2=1.1

[σ]Н2=514,5*(12,5*106/12,5*106)1/6=   =514,5МПа

0]Н1=(2∙286+70)/1.1=583,6 МПа

SH1=1.1

[σ]Н1=583,6*(20*106/20*106)1/6=         =583,6  МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений, следовательно [σ]Нрасч=514,5  МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ]F=[σ0]F*(4*106/ N) 1/n< [σ]Fmax, где

0]F0F/SF

σ0F – длительный предел контактной выносливости

SF – коэффициент безопасности

[σ]F – допускаемое контактное напряжение

[σ]Fmax – предельное допускаемое контактное напряжение

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=446,4 МПа

SF2=1,75

[σ]F20F2/SF2(4*106/4*106)1/6= =255МПа<[σ]Fmax=679,5МПа

σ0F3=1,8*НВ1=1,8*286=514,8 МПа

SF1=1,75

[σ]F1=294,2(4*106/4*106)1/6= =294,2МПа<[σ]Fmax=783,6МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

Расчет коэффициентов нагрузки.

Рассчитаем коэффициент ширины Ψa для быстроходной ступени соосного цилиндрического редуктора.

Принимаем  Ψa = 0,2.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость КННβНυ

Б) При расчете на изгибную выносливость КF, где

КНβ и К – коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

КНυ и К – коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d1=0.5Ψa(U +- 1), где

Ψa=0,2 – коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U = 5.06 – расчетное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

Кβ= Кβо(1-Х)+Х, где

КНβо = 2,08 и Кo=1,8

Х=0,6 – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,2*(5,06+1)=0,606

КНβ=2,08*(1-0,6)+0,6=1.432

К=1.8*(1-0,6)+0,6=1,3

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

, где

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,08 и К=1,2

КН=1,432*1,08=1,546

КF=1,3*1,2=1,56

Проектный расчет быстроходной ступени редуктора.

Межосевое расстояние принимаем по тихоходной ступени.

а = 180 мм.

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: b2= Ψa*а=0,2 *180=36 мм

Ширина шестерни: b1=b2+3=39 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m=1,58 округляем до большего значения m=2,5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев.

ZΣ=Z2+Z1=2a/m = 2*180/2,5 = 144

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Z1=Z Σ/(U+1)=144/6,06=23,76

округляем до целого числа Z1=24

Z2= Z Σ- Z 1=144-24=120

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 2/ Z 1=120/24=5

Отклонение:

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса;

KF=1.56 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость;

YF2=3.60 – коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2);

Значение YF выбираем в зависимости от числа зубьев;

B2 – рабочая ширина колеса;

m – модуль;

а – межосевое расстояние;

Uб – фактическое передаточное число быстроходной ступени;

[σ]F2=255 МПа  - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость.

Б) зуб шестерни:

σF1= σF2*YF1/ YF2<[σ]F1 , где

[σ]F1=294,2 МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость.

σF1=60,8*3,90/3,60=65,9 МПа < [σ]F1

Определение диаметров делительных окружностей d.

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:

Для шестерни:

dа1= d1+2 m=60+2∙2,5=65 мм

df1= d1-2,5 m=60-2,5∙2,5=53,75 мм

Для колеса:

dа2= d2+2 m=300+2∙2,5=305 мм

df2= d2-2,5 m=300-2,5∙2,5=293,75 мм

. Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T2*103/d2=2*145,99*1000/300=973,2 H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgαn=973,2*tg20o=354,3Н

Определение диаметров валов.

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:

А) для быстроходного вала

d=(0,8…1,2)*dэд, принимаем d=30 мм;

dnd+2t=30+2*2,2=34,4 , принимаем d=35 мм;

dбndn+3r=35+3*2.5=42,5 , принимаем d=42 мм.

Б) для промежуточного вала

dk≥7*(T2)1/3=7*(145,99)1/3=36,85 , принимаем d=38 мм;

dбк dk+3f=38+3*1,2=41,6 , принимаем d=42 мм;

dбndn+3r=35+3*2,5=42,5 , принимаем d=45 мм;

dndk-3r=38-3*2,5=30,5 , принимаем d=35 мм.

В) для тихоходного вала

d ≥(5…6)(T3)1/3=6*(579,8)1/3=50,2, принимаем d=53 мм;

dnd+2t=53+2*3=59, принимаем d=60 мм;

dбndn +3r =60+3∙3=69 , принимаем d=71мм.

Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для тихоходного вала.

Для тихоходного вала редуктора выберем радиально-упорные шариковые подшипники средней серии №46312. Для него имеем:  – диаметр внутреннего кольца,  – диаметр наружного кольца, – частота вращения вала.   

Максимальная длительно действующая сила: ,

Требуемый ресурс работы . Режим нагружения – III,

Находим эквивалентную  нагрузку:

 

Из таблиц выписываем:  ; ; e=0,19, Х=1, Y=0 (т.к. отсутствует осевая сила).

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при  и :

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

Так как , то предварительно подобранный подшипник подходит.

Для опор промежуточного вала подберем радиальные шарикоподшипники: № 500307. Для быстроходного вала принимаем шариковые радиально-упорные подшипники №46307.

Для приводного вала возьмём шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические .

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость.

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:  – окружная,  – радиальная,  – крутящий момент. , , .

Определим  консольную силу на конце вала:

Определим  реакции опор в  вертикальной плоскости.

1. ,

,

.

Отсюда находим, что .

2.,

,

.

Получаем, что .

Выполним проверку: , ,

,.

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,  ,

, получаем .

4. ,  ,

,

отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , ,  – верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения: ,  .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где  – расчётный коэффициент запаса прочности,  и  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по таблице:  – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);  и  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;  – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3): , , где  и  – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,  – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости  и по табл. 10.5 лит. 3

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .

Коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

 – условие выполняется.

Расчет шпоночного соединения.

В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения σсм, а в продольном сечении шпонки напряжение среза τ.

У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

Рассчитаем шпоночное соединение наиболее нагруженного вала редуктора – тихоходного вала, где установлена шпонка 16х10х56 ГОСТ 23360-78.

σсм=2Ft/h*lp≤[ σсм], где

Ft=2T/db

[ σсм]=0.5στ=0.5*320=160 МПа.

Тогда σсм=4T/db*h*lp≤[ σсм], где

σсм - расчетное напряжение смятия

Т – крутящий момент

db- диаметр вала

lp – рабочая длина шпонки

h – высота шпонки

[ σсм] – допускаемое напряжение смятия

στ – предел текучести материала

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

Выбор муфт.

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее 2-3 высот зубьев. Найдем высоту зуба тихоходного колеса (наименьшего диаметра):

Расстояние от вершины зуба тихоходного колеса до поверхности пола равно:

Тогда необходимый объем заливаемого масла определится как

Принимаем объем масла Vм = 10л.


Список  используемой литературы

  1.  М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
  2.  П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
    М.: «Высшая школа», 1985.
  3.  В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.1.
    М.: «Машиностроение», 1980.
  4.  В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.2.
    М.: «Машиностроение», 1980.
  5.  В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.3.
    М.: «Машиностроение», 1980.
  6.  Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

47519. Методические указания. Безопасность жизнедеятельности 208 KB
  Рост энерговооруженности производства внедрение новых форм организации и стимулирования труда требует подготовки квалифицированных специалистов обладающих глубокими знаниями в области безопасности труда. Только квалифицированные специалисты способны реализовать основные направления государственной политики в области охраны труда направленные на улучшение условий труда снижение травматизма и профессиональных заболеваний повышение производительности труда. Такие специалисты должны иметь потребность к разработке и безусловному выполнению...
47521. ГРОШІ ТА КРЕДИТ 162 KB
  Сутність та функції грошей СУТНІСТЬ ТА ФУНКЦІЇ ГРОШЕЙ Походження та сутність грошей. Форми грошей та їх еволюція. Формування цінності неповноцінних грошей.
47523. Бухгалтерский учет, анализ и аудит. Методические рекомендации 333 KB
  Рекомендуемая тематика и планы дипломных работ по бухгалтерскому учету аудиту и экономическому анализу Цель и задачи дипломной работы Подготовка и защита дипломной работы является завершающим этапом учебного процесса по подготовке специалистов высокой квалификации в области бухгалтерского учета экономического анализа и аудита. Задачами дипломной работы являются: Систематизация расширение и закрепление полученных теоретических знаний и практических навыков по бухгалтерскому учету экономическому анализу и аудиту; Овладение методикой...
47524. Дипломные работы. Методика проведения и оформления 791.5 KB
  Учебное пособие знакомит студентов с требованиями, которые предъявляются к дипломной работе на всех этапах ее создания. Учебное пособие поможет правильно выбрать и сформулировать тему исследования, подобрать литературу, написать текст, оформить его, успешно защитить свою работу. В пособии содержится большое количество примеров, иллюстрирующих наиболее важные аспекты создания научного произведения.
47525. Методические указания. Информационные системы и технологии 156 KB
  Акмуллы Институт профессионального образования и информационных технологий МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ И ОФОРМЛЕНИЮ КВАЛИФИКАЦИОННОЙ ДИПЛОМНОЙ РАБОТЫ Специальность 230201 Информационные системы и технологии Уфа 2012 Методические указания по выполнению и оформлению квалификационной дипломной работы предназначенной для студентов дневной обучения по специальности 230201 Информационные системы и технологии. Организация написания дипломной работы 1. Структура дипломной работы и правила...