Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода

Предмет:

Виробництво та технології

Тип роботи:

Контрольна робота

К-сть сторінок:

30

Мова:

Українська

Оцінка:

розрахунку на втомленність. Він проходить через точку К, тому що тут маємо найбільшу кількість концентраторів напружень: шпонковий паз та посадка маточини колеса на вал

,

де n, n, n - запас міцності загальний, нормальний, дотичний.

4.14. Визначаємо запас міцності за нормальними напруженнями (симетричний цикл):

,

де -1 = 270 МПа – границя втомленності матеріалу при симетричному циклі;

К - коефіцієнт концентрації напружень;

К = 1,7 – від шпонкового паза (табл. 15.1 [2]);

К = 2,4 – від посадки з натягом (табл. 15.1 [2]).

Приймаємо: К = 2,4.

Кd = 0,7 – коефіцієнт, що враховує абсолютні розміри перерізу (рис. 15.5 [2]);

КF = 1 – коефіцієнт, що враховує стан поверхні (рис. 15.6 [2]).

а = МПа – амплітуда нормальних напружень

мм3 – осьовий момент опору переріза.

.

4.15. Визначаємо запас міцності за дотичними напруженнями (асиметричний цикл – откольовий)

,

де -1 = 150 МПа – границя втомленності матеріалу при асиметричному циклі;

К – коефіцієнт концентрації напружень;

К = 1,75 – від шпонкового пазу (табл. 15.1 [2]);

К = 1,8 – посадка з натягом (табл. 15.1 [2]).

Приймаємо:К = 1,8.

а = m = МПа – амплітудні та середні значення дотичних напружень;

мм3 – полярний момент опору перерізу;

 = 0,05 – коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу;

.

4.16. Визначаємо загальний запас міцності від втомленності у перерізі:

 [n] = 1,8;

[n] = 1,5 ... 1,8 (стор. 185 [1]).

4.17. Перевіряємо статичну міцність при перевантаженні (МПа):

еквIV =

3Г = ;

кр = ;

[]p = 0,8т = 0,8  360 = 288 , (стор. 302 [2]);

еквIV =   = 288.

5. ПЕРЕВІРНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ ВЕДЕНОГО ВАЛА

Вихідні дані: d = 55 мм; n = 184 об/хв.; t = 5000 год.; Kп = 1,8.

5.1. Спочатку вибираємо радіальний підшипник середньої серії 310, у якого (табл. 15 [1]):

С = 34000 н – динамічна вантажність;

С0 = 25600 н – статична вантажність.

5.2. Визначаємо реакції в опорах вала (н):

;

.

Розрахунок ведемо для опори В; Fr = RB = 2778 н.

5.3. Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження (н):

Р = ХV FrKбKt = 11  2778  1,5  1 = 4167,

де Х = 1; V = 1 – коефіцієнт обертання;

Kб = 1,3 ... 1,5 – коефіцієнт безпеки (табл. 6.3 [1]);

Kt = 1 – температурний коефіцієнт (табл. 6.4 [1]).

5.4 Розрахункова довговічність

млн.об.

5.5. Розрахункова довговічність до появи ознак втомленності (год):

 t = 5000.

5.6. Габаритні розміри підшипника 211 (табл. 15 [1]), мм:

d = 55;

D = 100;

В = 21.

5.7. Перевіряємо підшипник на статичну вантажність (н):

Р0 = КпFr = 1,8  2778 = 5000;

Р0 = 5000 н  С0 = 36300.

6. ПЕРЕВІРНИЙ РОЗРАХУНОК ШПОНКОВИХ З’ЄДНАНЬ ВЕДЕНОГО ВАЛА

6.1. Основним розрахунком є перевірка за умови обмеження напружень змикання:

зм =  зм

зм = 80 ... 150 МПа (стор. 191 [1]).

6.2. Виконуємо перевірку шпонкових з’єднань (табл. 5.19 [1]).

Параметр Позначення Розмір Колесо Муфта

Діаметр вала D мм 60 42

Розмір шпонки Bxhxl мм 18х11х92 12х8х59

Робоча довжина lp = l – b мм 74 47

Крутний момент Т нм 440

Напруження змикання зм МПа 36 109

7. ЗМАЩУВАННЯ РЕДУКТОРА

7.1. Змащування редуктора здійснюємо зануренням зубчастого колеса у масло, що знаходиться у нижній частині корпусу.

7.2. Визначаємо кількість мастила (л)

V = (0,35 ... 0,7) N = (0,35 ... 0,7) 8,48 = 3,5.

7.3. Глибина занурення зубчастого колеса (мм):

h = (3 ... 5) m = (3 ... 5)  3 = (9 ... 15).

7.4. Відстань від зубчатого колеса до днища корпусу (мм):

b0 = (5 … 10) m = (5 … 10)  3 = 25.

7.5. Визначаємо в’язкість мастила (табл. 3.61 [1]):

V50 = 85 сСт.

7.6. Приймаємо мастило індустріальне 50 (табл. 6.10 [1]), яке може бути використане для змащування підшипників.

ВИСНОВКИ:

1. Достоїнством зубчасто-пасового привода є його простота конструкції; високий ступінь надійності та тривалість роботи.

2. Виконано розрахунок пасової та зубчастої передачі, а також виконано перевірний розрахунок вала, підшипників, шпонкових з’єднань та муфт.

3. Визначення профілю паса та їх кількість, зроблено з урахуванням допустимої потужності на один клиновий пас.

4. Розрахунок зубчастої передачі виконано з урахуванням контактних напружень для зубців колеса для запобігання втомного руйнування матеріалу.

5. Перевірка вала виконувалась на статичну та втомну міцність матеріалу, а також при перевантаженні.

6. Перевірний розрахунок підшипників кочення виконано по динамічній та статичній вантажності.

7. Перевірка шпонок підтвердила конструктивну слушність використаних рішень.

СПИСОК ЛIТЕРАТУРИ:

1. Киркач М.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин:[учебн. пособие для техн. вузов].- 3-е перераб. и дополн.- Харьков: Основа, 1991 – 276 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для ВУЗов. -М.: Высш. шк.”, 1984 – 336 с.