Реферат по предмету "Физика"


Выбор и расчет электродвигателя

Введение
Для передачи вращающегомомента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин имеханизмов применяются редукторы.
Редуктором называютмеханизм, состоящий из зубчатых или червячныхпередач, выполненный в виде отдельногоагрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валурабочей машины, поэтомуредукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редукторсостоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи– зубчатые колеса,валы, подшипники и т.д.
Редуктор предназначен дляпонижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего моментаведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор проектируют либодля привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточномучислу без указания конкретного назначения.
Передаточное отношениеодноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax≤ 6,3, поэтому для реализациибольших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепныеили ременные передачи.
Для привода ленточногоконвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общегоназначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации.Передача нереверсивная,нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.
Исходные данные:
Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН
Скорость ленты Vл = 1,33 м/с
Диаметр приводногобарабана Дб = 380 мм
Схема привода/> /> /> /> /> /> /> />


1. Выборэлектродвигателя и кинематический расчет
По таблице 1.1 [1]принимаем:
К.п.д. парыцилиндрических зубчатых колес h1 = 0,98;
К.п.д. пары подшипниковкачения h3 = 0,99;
К.п.д. открытой цепной передачиh2 = 0,92;
К.п.д. потерь в опорахприводного барабана h4 = 0,99Общий К.п.д. привода
h = h1 × h22× h3× h4 = 0,98 × 0,992 × 0,92 × 0,99 = 0,87
Мощность на валу барабана
Рб = Vл× Fл = 1.33× 2.07 = 2.75кВт
Требуемая мощностьэлектродвигателя
/>кВт
Угловая скорость барабана
 
/>рад/с
Частота вращения барабана
/>об/мин.
По ГОСТ 19523- 81(таблица п.1) по требуемой мощности Ртр = 3,15 кВт выбираемасинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхроннойчастотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт искольжением S = 5,1%.
Номинальная частотавращения двигателя
nдв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин
Угловая скоростьэлектродвигателя
/>рад/с
Передаточное отношениепривода
/>
Принимаем по ГОСТ2185-66передаточное отношение редуктора Up = 4, тогда передаточное отношениецепной передачи
/>
Вращающие моменты навалах:
На валу шестерни />Н×м
Навалу колеса Т2= T1 × Up =31,7× 4 = 126,8 Н×м
Частоты вращения и угловые скоростиваловВал В
n1 = nдв= 949об/мин
w1 = wдв = 99,3 рад/с Вал С
/>об/мин
/>рад/с Вал А
n3 = nб = 67 об/мин
n3 = nб = 67 об/мин

2.Расчет зубчатыхколес редуктора
По таблице 3.3 [1]выбираем материал зубчатых колес:
для шестерни сталь 45 –термообработка улучшение,твердость НВ 230;
для колеса – сталь 45 –термообработка улучшение, твердостьНВ 200.
Допускаемые контактныенапряжения (формула 3.9 [1])
/>,
где GНlimb – предел контактной выносливости прибазовом числе циклов нагружения.
По таблице 3.2 [1] дляматериала колёс: />Нlimb = 2НВ + 70.
КHL – коэффициент долговечности придлительной эксплуатации КHL = 1,0 (стр.33 [1]);
[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 1,15 (cтр.33 [1]).
Допускаемые контактныенапряжения
для шестерни /> Мпа;
для колеса /> Мпа.
Коэффициент нагрузки, сучётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметричнорасположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25
Коэффициент ширины вунцапо межосевому расстоянию Ψва= в/aw
Для прямозубых колёсΨва= 0,16 (стр.36)
Межосевое расстояние изусловия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем поформуле 3.7 [1]

/>мм,
Принимаем по ГОСТ 2185–66аw= 180 мм
где Ка = 49,5– коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).
Нормальный модуль зацепления
m = (0,01¸ 0,02) аw = (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸ 3,5) мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60m = 3 мм
Определяем суммарноечисло зубьев колес
/>
Число зубьев шестерни
/>
Число зубьев колеса
Z2 = ZE–Z1= 120-24 = 96
Уточняем передаточноеотношение
/>
Уточняем межосевоерасстояние
аw =0,5(Z1 – Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм

Основные размеры шестернии колеса:
делительные диаметры:
d1=m·z1= 3·24 = 72мм;
d2=z2·m = 96·3 = 288мм.
Проверка: />мм.
диаметры вершин зубьев
da1 = d1 + 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;
da2 = d2 + 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.
диаметры впадин зубьев
df1 = d1 — 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм
Ширина колеса />мм.
Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.
Коэффициент ширинышестерни по диаметру
/>.
Окружная скорость колесаи степень точности передачи:
/>м/с.

При такой скорости колёсследует принять 8-ую степень точности передачи.
По таблице 3.5 [1] при />bd = 0.47 и твердости НВ
По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности,коэффициент КНa =1,09.
По таблице 3.6 [1] дляшевронных колес коэффициент КHv = 1,05.
Тогда коэффициентнагрузки КН = КНb × КНa × КНv = 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20
Проверяем контактныенапряжения по формуле 3.6 [1]
/>Мпа Н].
Силы действующие взацеплении:
окружная сила />Н
радиальная сила />Н,
Проверяем зубья навыносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]
/>£ [/>F].
где коэффициент нагрузкиКF = KFb × KFv
По таблице 3.7 [1] при />bd = 0.47, твёрдости НВ
По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициентКFv = 1.45
Тогда КF = 1,08· 1,45 =1,57
YF – коэффициент прчности зуба поместным напряжениям,зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
тогда YF1 = 4.09 YF2=3.61 (страница 42 [1]).
Допускаемые напряженияпри изгибе
/>
По таблице 3.9 [1] длястали 45 улучшенной при твердости НВ/>НВ.
для шестерни />0Flimb1 = 1,8 × НВ1 = 1,8 × 230 = 414Мпа;
для колеса />0Flimb2 = 1,81 × НВ2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа.
Коэффициент безопасности[SF] = [SF]¢ [SF]''.
По таблице 3.9 [1]: [SF]¢ = 1,75и [SF]'' = 1,0.
Тогда [SF] = 1,75 × 1,0 = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни />Мпа;/>
для колеса />Мпа.
Производим сравнительнуюоценку прочности зубьев для чего находим отношение
/>:
/>для шестерни />Мпа;
для колеса />Мпа.
Дальнейший расчет ведемдля зубьев колеса,для которых это отношение меньше.
/>Мпа F2] = 206Мпа.
Вывод: условие прочностивыполнено.

3. Предварительныйрасчет валов редуктора
Предварительный расчетвалов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1 = 31,7 H·м;ведомого –Т2 = 126.8 Н·м
3.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1= 12.5.
Допускаемые напряжения накручение [tк] = 25 Мпа.
Диаметр выходного концавала
/>/>мм.
Так как ведущий валредуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимосогласовать диаметры выходных концов валов.
По таблице 2[1] дляэлектродвигателя 4A112М dдв = 32мм.
Тогда dв1 = 0,75 × dдв = 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);
диаметр вала под подшипникамипринимаем dп1 = 20мм.

Конструкция ведущеговала
/>
3.2 Ведомый вал:
Крутящий момент на валу Т2= 50×м. Диаметр выходного конца вала подведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [tк] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:
/>мм
Принимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м, под зубчатым колесом dк2 = 40.
Диаметр остальныхучастков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновкередуктора.

Конструкция ведомоговала
 
/>

 

4. Конструктивныеразмеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем заодно целое с валом, ееразмеры определены выше:
Z1 =24; m = 3мм; dа1 = 78; df1= 64.5м; b1 = 34.
Колесо кованое, егоразмеры
d2 = 288; da2= 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2= 96 мм; df2 = 280.5мм,
диаметр ступицы колеса dст2 = 1,6 dк2 = 64мм
длина ступицы колеса lст2 = (1,2¸1,5) dк2 = (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм
принимаем lст2 = b2 = 50
Толщина обода d0= (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм
принимаем d0= 10мм.
Толщина диска С = 0,3 × b2 = 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм
Диаметр окружностицентров в диске
Дотв =0,5 (До+ dст2) = 0.5(269+64) = 162мм
Где До = df2 – (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм
Диаметр отверстий в дискеколеса
/>

5.Конструктивныеразмеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса икрышки
d = 0,025×aw + 1мм = 0,025 × 180 + 1= 5,5 мм;
d1 = 0,02×aw+1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм
принимаем d = d1 = 8мм.
Толщина фланцев поясовкорпуса и крышки
b = b1 = 1,5× d = 1,5 × 8 = 12 мм.
Толщина нижнего поясакорпуса
р = 2,35 × d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных: d1 = (0,03¸0,036)×аw + 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбойМ18;
крепящих крышку к корпусуу подшипников:
d2 = (0,7¸0,75)×d1 = (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.
соединяющих крышку скорпусом: d3 = (0,5¸0,6)×d1 = (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбойМ10.

6. Расчет цепнойпередачи
Выбираем приводнуюроликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу
Т2 = 126,8Н·м
Передаточное отношениеопределено выше Uц = 3,55.
Число зубьев ведущейзвездочки
z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z3 = 24.
Число зубьев ведомойзвездочки
z4 = z3×Uц = 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z4 = 85
Фактическое передаточноеотношение
/>
что соответствуетпринятому.
Оклонение Δ = />
Допускается ± 3%
Определяем расчетныйкоэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);
Кэ = Кд×Ка×Кн×Кр×Ксм×Кп = 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;
где Кд = 1 –динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
Ка = 1 –коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац £ (30÷60)t;
Кн = 1 – коэффициентвлияние угла наклона линии центров при /> = 45°; Кн =1,0
Кр –коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 1,25 при периодическом регулированиинатяжения цепи;
Ксм – коэффициентучитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 1,0;
Кп – учитываетпродолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе Кп = 1,25.
Для определения шага цепинадо знать допускаемое давление [p] вшарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.
Шаг однорядной цепи
/>мм.
Подбираем по таблице 7.15[1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6кг/м;
Аоп = 179,7мм2.
Скорость цепи
/>м/с.
Окружная сила
/>H.
Давление в шарнирахпроверяем по формуле 7.39 [1]:
/>МПа.
Уточняем по таблице 7.18[1] допускаемое давление.
р = 23 [ 1 + 0,01 (z3 – 17)] = 21 [1 + 0,01 (24 – 17)] = 22,5 МПа.
Условие р £ [p] выполнено.
Определяем число звеньевцепи (формула 7.36 [1])
/>,
где />(стрaница148 [1]); zå = z3 + z4 = 24 + 85 = 109.
/>
тогда Lt = 2 · 50 + 0,5 · 109 + /> = 156,4. Округляем дочетного числа Lt = 156.
Уточняем межосевоерасстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]
/>
Для свободного провисанияцепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265 · 0,004 » 5мм.
Определяем диаметрыделительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]
/>мм;
/>мм.
Определяем диаметрынаружных окружностей звездочек.
/>мм
/>мм,
где d1 = 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).
Силы, действующие на цепь:
Окружная Ftц = 1300Н (определены выше).
От центробежных сил Fv = q · u2 = 2,6 ·2,422 = 16 H.
От провисания цепи Ff = 9,81 · Kf· q · ац = 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н,
Расчетная нагрузка на валFв = Ftц+ 2Fγ = 1300+ 2 · 49 = 1398H.
Проверяем коэффициентзапаса прочности цепи (формула 7.40 [1])
/> > [S] = 8,4
где [S] = 8,4– нормативный коэффициентзапаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).
Условие S > [S] выполнено
Размеры ведущейзвездочки:
dd3 =194.6мм; Дез = 206мм
диаметр ступицы звездочки
Дст3= 1,6 dв2 = 1,6 ·32 = 52мм;
длина ступицы lст3 = (1,2¸1,6) ·dв2 = (1,2¸1,6) ·32 = (38,4÷51,2) мм;
принимаем lст3 = 50 мм.
Толщина диска звездочки
С = 0,93 Вн = 0,93 · 15,88 =14,8 мм
где Вн = 15,88мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])

7. Первый этапкомпоновки редуктора
 
Компоновку выполняется вдва этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатыхколес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующегоопределения опорных реакций и набора подшипников.
Компоновочный чертежвыполняем в одной проекции – разрез по осям валов, при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.
Примерно по серединелиста проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 180 мм.
Вычерчиваем упрощенношестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицыколеса равна ширине венца колеса.
Очерчиваем внутреннююстенку корпуса:
а) принимаем зазор отокружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;
б) принимаем зазор междуторцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм;
в) принимаем зазор междунаружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А2= 10 мм.
Предварительно намечаемрадиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипниковвыбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: dп1 = 30 мм; dп2 = 35 мм.Условное обозначение подшибника d D B Грузоподъёмность, кН Размеры, мм 206 30 62 16 19,5 10 207 35 72 17 25,5 13,7
Решаем вопрос смазкиподшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращениявытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зонызацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размерУ=10 мм; принимаем У = 10 мм.
Находим расстояние отсередины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:
на ведущем валу />мм;
на ведомом валу />мм;
тоесть l1 = l2 = 54 мм.
Из расчета цепнойпередачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, доточки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.
Длина гнезда подшибника
/>мм,
S = 10 мм – толщина врезной крышки;
Определяем расстояние отточки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибникаведомого вала
/>мм

8. Проверкадолговечности подшипников
8.1 Ведущий вал
Силы, действующие взацеплении:
Ft = 500 H; Fr = 182H, из первого этапа компоновки l1 = 46 мм.Расчетная схема вала
/>
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальнойплоскости />H;
б) в вертикальнойплоскости />Н.
Определяем изгибающиемоменты и строим эпюры:
а) в горизонтальнойплоскости
Mx1 = 0; Mx2 = 0; Mcx = Rx1·l1 = 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м;
б) в вертикальнойплоскости
My1= 0; My2 = 0; Mcy = Ry1· l1 = 160· 54 = 8640 H·мм = 8,64 Н·м.
Определяем суммарныереакции опор
/>
Так как осевая нагрузка взацеплении отсутствует, токоэффициент осевой нагрузки
y = 0, а радиальной x = 1,0.
Эквивалентную нагрузкуопределяем по формуле
Рэ = x · v · R · Кб · Кт
при t
V = 1,0 – коэффициент при вращениивнутреннего кольца подшипника.
Кб =1.2–коэфициент безопасности для редукторов
Тогда Рэ = 1,0· 1,0 · 470 · 1,2 · 1,0 = 570 H =0,57кН.
Расчетная долговечность,часов
/>часов.

8.2 Ведомый вал
Силы действующие взацеплении: Ft = 880 H; Fr = 320H; Fц = 1398 H. Крутящиймомент на валу Т2 = 126 Н·м. n2 = 238об/мин
Из первого этапакомпоновки: l2 = 54 мм; l3 = 70 мм.
Расчетная схема вала
/>
Составляющие действующиена вал от натяжения цепи.
Fцx = Fцy = Fц · sinγ= 1398 · sin 45° = 1398 · 0,7071 = 988 Н.
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальнойплоскости
åm3 = 0; Fцx· (2l2 + l3) – Ft ·l2 – Rx4· 2l2 = 0;
/>Н;
åm4 = 0; – Rx3 · 2l2 + Ft · l2 + Fцx · l3 = 0
/>H.
Проверка:
åxi = 0; Rx3 + Fцx – Ft – Rx4 = 1126 + 988 – 880 – 1234=0.
Следовательно реакцииопределены верно.
б) в вертикальнойплоскости
åm3 = 0; Fr·l2 + Fцy· (2l2 + l3) – Ry4· 2l2 = 0
/>H;
åm4 = 0; – Ry3· 2l2 – Fr· l2 + Fцy· l3 = 0;
/>Н.
Проверка:
åyi = 0; Ry3 + Fr + Fцy – Ry4 = 480 + 320+988 – 1788= 0.
Следовательно реакцииопределены верно.
Определяем изгибающиемоменты и строим эпюры:
а) в горизонтальнойплоскости
Мx3 = 0; Mbx= 0;
Max = — Rx3· l2= — 1126· 54= — 60800 H·мм = -60,8 Н·м;
M4х = — Fцx· l3= — 988 ·70 =- 69160 H·мм = — 69,16 Н·м;
б) в вертикальнойплоскости
M3y = 0, M by= 0;
May = Ry3· l2 = 480 ·54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м;
M4y = — Fцy· l3 = — 998 · 70 = — 69160 H·мм = — 69,16 Н·м.
Определяем суммарныереакции опор
/>Н;
/>Н.
Эквивалентную нагрузкуопределяем для более нагруженной опоры “4”, так как
R4 > R3.
Значения коэффициентов принимаемте же, что и для ведущего вала:
x = 1,0, v = 1,0, Кт = 1,0, Кб = 1,2. У = 0;
Определяем эквивалентнуюнагрузку
Рэ4 = x · v · R4 · Кт · Кб= 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 1,0 = 2,62 кН.
Расчетная долговечность,часов

/>часов.
Подшипники ведущего вала№ 205 имеют ресурс Lh = 69·104ч, а подшипникиведомого вала № 206 имеют ресурс Lh = 64,52·103 часов.

9. Проверка прочностишпоночных соединений
Шпонки призматические соскругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок сталь 45, нормализованная.
Напряжения смятия иусловие прочности
/>;
допускаемые напряженияпри стальной ступице [/>см] = 120 МПа, а при чугуннойступице [G см] = 70 МПа.
9.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1= 31,7 Н·м.
Шпонка на выходном концевала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t1 = 4 мм;длина шпонки
l = 40 мм, при длине ступицы полумуфты lст = 45 мм (Таблица 11.5 [1]).
Тогда />
9.2 Ведомый вал
Крутящий момент на валу Т2= 126,8 Н·м.
Шпонка под зубчатымколесом dк2 = 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем b×h = 12×8 мм; t1 = 5 мм; длинашпонки l = 45 мм. При длине ступицы колеса lст3 = 50 мм.
Тогда />
Шпонка на выходном концевала, под ведущую звёздочку цепной передачи,
dв2 = 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t 1 = 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки lст = 55мм
Звёздочка литая из стали45Л
Тогда />
Вывод: Условие />см £ [/>см] выполнено.

10. Уточненный расчетвалов
Будем выполнять расчетдля предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S ³ [S].
10.1 Ведущий вал
Материал вала сталь 45,улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1]при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 78 мм) принимаем />в = 780 МПа.
Предел выносливости присимметричном цикле изгиба
 
/> = 0,43·/>в = 0,43 · 780 = 335 МПа.
Предел выносливости присимметричном цикле касательных напряжений
t-1 = 0,58· /> = 0,58 · 335 = 193 МПа.
Сечение А-А .
Это сечение выходногоконца вала dв1 = 24 мм под муфту, для соединениявала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличиешпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 24 мм находим b = 8 мм; t1 = 4 мм. Это сечение рассчитываем накручение. Коэффициент запаса прочности сечения
/>.

Момент сопротивлениякручению
/>мм3.
Крутящий момент на валу Т1= 12,5 Н·м.
Амплитуда и среднее напряжениецикла касательных напряжений
/>МПа.
Принимаем по таблице 8.5[1] K/>= 1,78,
по таблице 8.8 [1] et = 0,83 и yt = 0,1. Тогда
/>
10.2 Ведомый вал
Материал вала – сталь 45,нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем в = 580 МПа.
Cечение вала А-А.
Это сечение под зубчатымколесом dк2 = 40 мм. Крутящий момент на валу
Т2 = 126,8 Н·м. Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dк2=35мм находим b = 12 мм, t1 = 5 мм.
Вал подвергается совместномудействию изгиба и кручения.
Момент сопротивленияизгибу:

/>мм3.
Амплитуда нормальныхнапряжений:
/> МПа. />
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений:
/>МПа.
По табл. 8.5 [1] K/>= 1,58; Kt = 1,48;
По табл. 8.8 [1] e/>= 0,85; et = 0,73; yt= 0,1.Коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям
/>.
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности сечения
/>
Сечение вала Б-Б.
Это сечение выходногоконца вала под ведущую звездочку цепной передачи
dв2 = 32мм. Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dв2=25 мм находим b = 10 мм, t1 = 5 мм.
Вал подвергаетсясовместному действию изгиба и кручения
Изгибающий момент всечении под звездочкой
Mи = Fц· x, приняв x =50мм получим
Ми = 1398 ·50 = 69,9 Н·м.
Момент сопротивлениякручению
/>мм3.
Момент сопротивленияизгибу
/>мм3.
Амплитуда нормальныхнапряжений
/>МПа; />m = 0.
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
/>МПа.

По табл. 8.5 [1]принимаем К/>=1,58; Кt = 1,48.
По табл. 8.8 [1] находим e/>= 0,87; et = 0,76;Коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
/>
Результирующий коэффициентзапаса прочности сечения
/>
Вывод: прочность валовобеспечена.

11. Выбор сорта смазки
Смазывание зубчатогозацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса редуктора.
Объем масляной ванны (Vм) определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемоймощности.
Vм = 0,25· Ртр = 3,15 = 0,7 дм3.
По табл. 10.8 [1]устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
/>н = 302 МПа и скоростиколес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкостьмасла
u50 = 28·10-6 м2/c
По табл. 10.10 [1] поГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное И — 30А.
Подшипниковые камерызаполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазкапополняется шприцем через пресс – масленки.

12. Посадки деталейредуктора
 
Посадки назначаем всоответствии с указаниями таблица 10.13. [1]
по ГОСТ 25347 – 82.
Посадка зубчатого колесана вал />.
Посадка ведущей звездочкина вал />.
Шейки валов подподшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе поднаружные кольца подшипников по Н7.
Посадки остальных деталейуказаны на сборочном чертеже редуктора.

13. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннююполость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборкупроизводят в соответствии с чертежом общего вала, начиная с узлов валов;
На ведущий вал насаживаютмазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206, предварительно нагретые в масле до t = 90 – 100 °С и надевают сквозную подшипниковуюкрышку.
В ведомый вал закладываютшпонку 12×8×45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники номер 207предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.
Собранные валы укладываютв основание корпуса,заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыкакорпуса и крышки спиртовым лаком, устанавливают в проточки корпуса глухие врезныеподшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.
Перед установкой сквозныхподшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.
Для центровки крышкаустанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.
Проверяют проворачиваниемвалов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.
Ввертывают пробкумаслоспускного отверстия с прокладкой, жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливаютвнутрь корпуса масло индустриального И – 30А и закрывают смотровое отверстиекрышкой с прокладкой, измаслостойкой резины, изакрепляют крышку болтами.
Собранный редукторобкатывают и подвергают испытанию на стенде.

Литература
 
Чернавский С.А. и др. “Курсовоепроектирование деталей машин”. М., 1987г.
Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный реферат Вы можете использовать для подготовки курсовых проектов.

Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем реферат самостоятельно:
! Как писать рефераты
Практические рекомендации по написанию студенческих рефератов.
! План реферата Краткий список разделов, отражающий структура и порядок работы над будующим рефератом.
! Введение реферата Вводная часть работы, в которой отражается цель и обозначается список задач.
! Заключение реферата В заключении подводятся итоги, описывается была ли достигнута поставленная цель, каковы результаты.
! Оформление рефератов Методические рекомендации по грамотному оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Виды рефератов Какими бывают рефераты по своему назначению и структуре.

Сейчас смотрят :

Реферат ОАО Ростелеком
Реферат Лица, участвущие в деле. Представительство в суде
Реферат Frankenstein Essay Research Paper FrankensteinIt is evident
Реферат Расходы предприятия на производство и реализацию продукции
Реферат Аудит операций по расчетному счету
Реферат Привычный вывих надколенника левого коленного сустава. Гемартроз. История болезни
Реферат Protecting Second Amendment Rights Essay Research Paper
Реферат Понятие психофизиологической проблемы. Естественнонаучные обоснования психоанализа
Реферат Расчет и проектирование дискового долбяка и участка инструментального цеха
Реферат Статистические методы анализа численности, состава и динамики населения
Реферат Начало международной миграции. Неоклассический подход
Реферат Петр 1 человек и политик
Реферат Высшая математика для менеджеров
Реферат Poem Life
Реферат Оптические методы анализа и их современное аппаратурное оформление: обзор WEB–сайтов фирм – продавцов химико-аналитического оборудования