Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Технологический расчет электродвигателя

Название: Технологический расчет электродвигателя
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 11:38:23 04 декабря 2009 Похожие работы
Просмотров: 102 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Содержание

1. Кинематический и энергетический расчёт привода……………....……..2

2. Расчёт передач редуктора……………………………………………….…4

3. Расчёт цепной передачи…………………………………………………..12

4. Предварительный расчёт валов…………………………………...……...16

5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса…..18

6. Эскизная компоновка редуктора…………………………………...…….20

7. Подбор подшипников……………………………………………..……...22

8. Проверка прочности шпоночных соединений………………...………...32

9. Проверочный расчёт валов редуктора…………………………...………33

10. Выбор муфты…………………………………………………...…………45

11. Смазка редуктора………………………………………………...……….46

12. Сборка редуктора……………………………………………………...….47

Библиографический список ………………………………………….............…49


1. Кинематический и энергетический расчёт привода

Определяем требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных.

где N = 1,7 кВт – мощность на ведомом валу привода;

h - КПД привода, равный произведению частных КПД;

где по [1, табл. 1.1]

hЦ. = 0,9 – КПД цепной передачи,

h1,2 = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,

hП. = 0,99 – КПД в подшипниках.

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АИР112МА8 Nдв.=2,2 кВт, n =750 об/мин.

Передаточное отношение

где nдв. = 750 об/мин. – частота вращения выбранного электродвигателя,

n = 30 об/мин. – частота вращения ведомого вала.

Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа: цепной передачи редуктора .

Разбираем общее передаточное отношение редуктора i: принимаем для быстроходной ступени iБ =4 и для тихоходной iТ =2,5.

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:

Ведущий вал редуктора

;

Промежуточный вал редуктора

Ведомый вал редуктора

Вал барабана

Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:

2. Расчёт передач редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения

где =2НВ+70 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];

KHL =1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;

[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.

Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колёс .

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени ybaБ =0,25 и для тихоходной ybaТ =0,4.

Расчёт тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения

колёс по [1, табл. 3.1];

ybaT =0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аwТ =140 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z3=28.

Тогда .

Уточняем значения угла b:

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс тихоходной ступени


При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КНb =1,072 – по [1, табл. 3.5];

КНa =1,06 – по [1, табл. 3.4];

КНn =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая


Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где - коэффициент нагрузки,

здесь KFb =1,12 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,611 – коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KFa =0,75.

Проверяем зуб колеса .

Расчёт быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл. 3.1 [1];

ybaБ =0,25 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аwБ =125 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев b = 10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z1=22.

Тогда .

Уточняем значения угла b:

;.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные


проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс быстроходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений


где КНb =1,07 – по [1, табл. 3.5];

КНa =1,09 – по [1, табл. 3.4];

КНn =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:


где - коэффициент нагрузки,

здесь KFb =1,07 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,605 – коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KFa =0,75.

Проверяем зуб колеса .

3. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую цепь по [1, табл. 5.12].

Вращающий момент на ведущей звёздочке

.

Передаточное число было принято .

Числа зубьев: ведущей звёздочки

;

Ведомой звёздочки

.

Расчётный коэффициент нагрузки

;

где kД =1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

kа =1 – учитывает влияние межосевого расстояния;

kН =1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;

kР =1,25 – при периодическом регулировании натяжении цепи;

kС = 1,4 – при периодической смазке;

kП =1,25 – при двухсменной работе.

Определяем шаг однорядной цепи:

,

где [p] =32,9 – допускаемое среднее давление по [1, табл. 5.15].

Принимаем t =25,4 мм (ГОСТ 13568-75); Q =5670 кгс; q =2,6 кг/м; F =179,7 мм2.

Определяем скорость цепи:

.

Окружное усилие

.

Проверяем давление в шарнире:

Уточняем по табл. 5.15 допускаемое давление

.

Условие выполнено.

Усилия в цепи:

от провисания

,

где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи по [1, табл. 5.12]; аЦ =1,106 – межосевое расстояние.

.

от центробежных сил


.

Расчётная нагрузка на валы

.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение:

.

Основные размеры ведущей звёздочки:

где d1 = 15,88 – диаметр ролика.

Толщина диска звёздочки:

,

где Ввн = 15,88 - расстояние между пластинками внутреннего звена по [1, табл. 5.12].

Основные размеры ведомой звёздочки:


Число звеньев цепи:

где at =40 – коэффициент по межосевому расстоянию;

zS =98 – суммарное число зубьев;

.

Уточняем межосевое расстояние:

Для свободного провисания цепи уменьшаем расчётное межосевое расстояние на 0,4%. Получаем a =1010 мм.

4. Предварительный расчёт валов

Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ = 32мм и вала dВ1.

Примем мм; диаметры шеек под подшипники мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

У промежуточного вала определяем диаметр по пониженным допускаемым напряжениям

Шестерню выполним за одно целое с валом. Принимаем диаметр под колесом мм; под подшипниками мм.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, ведомый вал рассчитываем при .

Диаметр выходного конца вала

Принимаем мм; диаметры под подшипниками мм; под колесом мм.


5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса

Рассчитываем конструктивные размеры зубчатых колёс по следующим формулам и сводим результаты в табл. 1.

Диаметр ступицы стальных колёс:

,

где dВ – диаметр вала;

Длина ступицы:

.

Толщина обода цилиндрических колёс:

,

где mn – нормальный модуль.

Толщина диска:

,

где b – ширина венца.

Диаметр центровой окружности:

,

где

- внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий:

.


Фаска: .

Таблица№1 Конструктивные размеры зубчатых колёс, мм.

Колеса

mn z b da d dСТ lСТ d0 C D0 Dотв dотв n
Z1 2,25 22 36 54,5 50 - 1
Z2 88 32 204,5 200 36 60 46 8 10 178 120 30
Z3 2,75 28 62 85,5 80 - 1,5
Z4 70 56 205,5 200 56 90 56 8 17 178 134 22

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок:

Принимаем мм.

Толщина фланцев

мм;

мм; принимаем мм.

Толщина рёбер основания корпуса

мм.

Диаметр фундаментных болтов

мм; принимаем мм.

Диаметр болтов: у подшипников


мм; принимаем мм.

соединяющих основания корпуса с крышкой

мм; принимаем мм.

Размер, определяющий положение болтов d2

мм.

Размеры штифта:

диаметр

; принимаем мм.

длина

мм; принимаем мм.

6. Эскизная компоновка редуктора

Компоновку проводим в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых колёс относительно опор. Выполняем чертёж в масштабе 1 : 1, рис.1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления – окунанием зубчатых колёс в масляную ванну, подшипники – консистентной смазкой.

Последовательность выполнения компоновки такова:

Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии awБ = 125мм и слева от второй третью на расстоянии awТ =140мм.


Рис.1. Предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Ориентировочно намечаем для ведущего вала радиальные шарикоподшипники особо мелкой серии и конические роликовые лёгкой серии для промежуточного и ведомого валов, подбирая их по диаметрам посадочных мест.

Таблица№2 Подобранные подшипники по ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 27365-87.

№ вала Обозначение подшипника d, мм. D, мм. B, мм. C, кН. С0, кН.
1 7000106 30 55 9 11,2 5,85
2 7207А 35 72 18,25 48,4 32,5
3 7210А 50 90 20,75 51,9 39,8

Принимаем зазоры между торцами колёс и внутренней стенкой корпуса 10мм.

Вычерчиваем зубчатые колёса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 10мм.

Для предотвращения вытекания внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина 12мм, остальные размеры определяем конструктивно.

Замером устанавливаем расстояния, определяющие положения звёздочки, подшипников и зубчатых колёс.

7. Подбор подшипников

Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка:

.

в плоскости YZ

Рис. 2. Схема ведущего вала.


Проверка:

.

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка:

,

где Fa =PaБ =154 Н – осевая нагрузка;

V =1 – коэффициент, учитывающий вращение колец;

Kб = 1,1 – коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];

KТ = 1 – температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].

Отношение

;

этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .

Отношение

; .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Промежуточный вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка:

.

в плоскости YZ

Рис.3. Схема промежуточного вала.


Проверка:

.

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:

Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда

.

Рассмотрим левый подшипник:

;


поэтому осевую нагрузку учитываем .

Эквивалентная нагрузка

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Рассмотрим правый подшипник:

;

осевую нагрузку не учитываем.

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Ведомый вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка:

.

в плоскости YZ


Рис.4. Схема ведомого вала.

Проверка:

.


Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:

Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда

.

Рассмотрим левый подшипник:

;

поэтому осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Расчётная долговечность, млн. об.


Расчётная долговечность, ч

Рассмотрим правый подшипник:

;

осевую нагрузку учитываем .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189-75 и вычерчиваем их:

Ведущий вал - Æ24 мм, b´h´l = 8´7´36 мм;


,

где Мк – крутящий момент на валу;

dк – диаметр колеса;

t1 – глубина шпоночного паза на валу;

- допускаемое напряжение смятия.

Промежуточный вал - Æ42 мм, b´h´l = 12´8´32 мм;

;

Ведомый вал :

Æ55 мм, b´h´l = 16´10´45 мм;

;

Æ42 мм, b´h´l = 12´8´56 мм;

;

Вал барабана - Æ50 мм, b´h´l = 16´10´80 мм;

.

9. Проверочный расчёт валов редуктора

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями [n]. Прочность соблюдена при

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 45, термообработка – улучшение. По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 90мм (dа1=85,5мм) среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

где - амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;

= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,8 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 – для углеродистых сталей;

Wк нетто – момент сопротивления кручению.

,

где d = 25мм – диаметр вала;

b = 8мм – ширина шпоночного паза;

t1 = 4мм – глубина шпоночного паза.

.

.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя. По этой же причине проверять прочность в остальных сечениях вала нет необходимости.

Промежуточный вал:

Материал вала – сталь 45 нормализованная,

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

относительно оси y

;

относительно оси x

.

Результирующий изгибающий момент

.

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений


.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

,

где

= 1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,844 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,21 – для углеродистых сталей;

,

где

= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,724 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 – для углеродистых сталей.

Общий коэффициент запаса прочности

.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Æ45мм к Æ34,5мм: при и коэффициенты концентрации напряжений . Масштабные факторы .

Осевой момент сопротивления сечения

.

Амплитуда нормальных напряжений

,

где MXY = 49,56´103 Н*мм – изгибающий момент (эпюр моментов в схеме вала).

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений


.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности

.

Ведомый вал:

Материал вала – сталь 45 нормализованная,

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

относительно оси y

;

относительно оси x

.

Результирующий изгибающий момент

.

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений


.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

,

где

= 1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,805 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,21 – для углеродистых сталей;

,

где

= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,688 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 – для углеродистых сталей.

Общий коэффициент запаса прочности

.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент (положим x1= 20,5мм)

.

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

,

где

= 1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,844 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,21 – для углеродистых сталей;

,

где

= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,724 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 – для углеродистых сталей.

Общий коэффициент запаса прочности


.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Æ63мм к Æ55мм: при и коэффициенты концентрации напряжений . Масштабные факторы .

Осевой момент сопротивления сечения

.

Амплитуда нормальных напряжений

,

где MXY = 176,5´103 Н*мм – изгибающий момент (эпюр моментов в схеме вала).

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

.

Коэффициенты запаса прочности:

;

.

Общий коэффициент запаса прочности

.

10. Выбор муфты

При выборе муфт руководствуемся следующими соображениями. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует предусматривать упругие муфты. Упругие муфты рекомендуется применять при не строго выдержанной соосности соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации. Широкое распространение получили муфты с неметаллическими упругими элементами. Примем наиболее простую из них – муфта упругая втулочно- пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с цилиндрическим отверстием на концы валов по ГОСТ 12080-66. Упругие втулки из специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде, бензине и керосине. Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки. Материал полумуфт – чугун СЧ 21-40. Материал пальцев – сталь 45. Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента

,

где k = 1,4 – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия;

Мном .= 26,75 Нм – номинальный передаваемый момент.

.

Для согласования вала электродвигателя и вала редуктора выбираем муфту с номинальным крутящим моментом . Полумуфту для вала электродвигателя выбираем по второму ряду (d = 30мм) и растачиваем до диаметра 32мм.

11. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на высоту зуба (примерно 10мм). Объем масляной ванны VM определяем из расчета 0,5 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности дм3.

По [1, табл. 8.8] устанавливаем вязкость масла в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре при скорости м/с рекомендуемая вязкость ; в тихоходной м/с рекомендуемая вязкость . Среднее значение . По [1, табл.8.10] принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799—75 с вязкостью .

Уровень масла контролировать жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

Подшипники смазывать пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополнять шприцем через пресс-маслёнки, заполняя на 2/3 объёма узла. Сорт смазки — УТ-1 ГОСТ 1957-73 [1, табл. 7.15].

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80— 100° С;

в промежуточный вал- шестерню закладывают шпонку 12´8´32, напрессовывают быстроходное зубчатое колесо до упора в зубчатый венец вал- шестерни, насаживают распорную втулку и мазеудерживающие кольца, устанавливают предварительно нагретые в масле конические роликоподшипники;

в ведомый вал закладывают шпонку 16´10´45 и напрессовывают тихоходное зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают конические роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

На ведущий и ведомый валы насаживаются распорные втулки и крышки сквозные с впрессованными в них манжетами.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, вкладывают регулировочные шайбы, регулировочные крышки (ранее собранные с регулировочным винтом и стопорным рычагом) и надевают крышку корпуса; покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, регулируют натяг подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и фиксируют её шайбой. Шайба крепится болтом М6, который фиксируется стопорной шайбой и штифтом.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


Библиографический список

1. С. А. Чернавский, Курсовое проектирование деталей машин, М.: «Машиностроение», 1980г.

2. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, Конструирование узлов и деталей машин, М.: «Высшая школа», 1998г.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:21:13 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:23:41 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Технологический расчет электродвигателя

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(151259)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru