Разработка привода с асинхронным двигателем
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
p>Ра = Fa=163,5 (Н); V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов (лёгкие толчки) Кd = 1; КТ = 1 [2, с. 214].
Отношение - этой величине соответствует
е = 0,22 [2,с.212],
отношение тогда X = 0,56, Y = 1,6.
Расчетная долговечность [2, с. 211]
Расчетная долговечность
что удовлетворяет нашим требованиям.
Ведомый вал
Несет такие же нагрузки, как и ведущий
= 733,6 (H), Fr = 273,5 (Н), Fa = 163,5 (H);
Определяем нагрузку на вал от кривошипа
(м/с);
в = 1037 Н.
Из первого этапа компоновки l4 = 60 (мм), l3 = 41 (мм), d2 = 204,91 (мм).
Реакции опор в плоскости xz
двигатель привод мощность вращение
в плоскости yz
(Н);
(Н).
Проверка
Суммарные реакции
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 легкой серии [2, с. 393]:= 30 (мм), D = 62 (мм), B = 16 (мм), C = 19,5 (кН), C0 = 10 (кН).
Отношение - этой величине соответствует
е = 0,19 [2, с. 212],
отношение тогда X = 1, Y = 0.
Расчетная долговечность
Расчетная долговечность
что удовлетворяет нашим требованиям.
9. Подбор и проверка шпонок
Шпонки призматические. Размеры сечений шпонок и пазов длины шпонок по ГОСТ 23360-78 [2, с. 169].
Напряжения сжатия и условие прочности
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм] = 100 - 120 МПа,
при чугунной [sсм] = 50 - 70 МПа.
Ведущий вал= 17 (мм), b = 6 (мм), h = 6 (мм), t1 = 3,5 (мм).
Длина шпонки l = 20 (мм).
T1 = ,
(МПа).
Условие sсм [sсм] выполнено.
Ведомый вал
Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под кривошипом - более нагруженная вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под кривошипом.= 28 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4 мм, l = 25 мм.
T2 =
Условие sсм [sсм] выполнено.
10. Расчёт на прочность входного вала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S >[S].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений входного вала.
Ведущий вал
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка - нормализация.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 49,08 (мм)) среднее значение sв = 570 (МПа) [1, с. 34].
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение A-A.
Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
и ; принимаем и .
Изгибающий момент в сечении А-А (положим x1 = 64 (мм)),
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А
В сечении А - А условие прочности вала выполнено. В сечении Б - Б проверять вал нет смысла, так как диаметр его намного больше диаметра исследуемого сечения.
Сечение В-В.
Это сечение при передаче вращающего момента от ременной передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где амплитуда и среднее значение от нулевого цикла
При d = 17 (мм), b = 6 (мм), h = 6 (мм), t1 = 3,5 (мм).
Принимаем [1, c. 165, 166] kt = 1,5; = 0,83; yt = 0,1.
11. Анализ посадок и допусков
Посадки зубчатого колеса и подшипников. Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. [1, c.263].
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под нагруженные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. [1, c.263].
Пример: посадка с натягом.
32
Dmin = 32 (мм); dmin = 32,026 (мм);
Dmax = 32,025 (мм); dmax = 32,042 (мм);
Nmax = dmax - Dmin = 32,042 - 32 = 0,042 (мм);
Nmin = dmin - Dmax = 32,026 - 32,025 = 0,001 (мм);
TD = Dmax - Dmin = 32,025 - 32 = 0,025 (мм);
Тd = dmax - dmin = 32,042 - 32,026 = 0,016 (мм).
12. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 12 (мм). Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 (дм3) масла на 1 (кВт) передаваемой мощности:
V = 0,25 . 1,3 = 0,33 (дм3).
Устанавливаем вязкость масла [1, с. 253]. При контактных напряжениях
sН = 414,8 (МПа) и скорости v = 1,6 (м/с) рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 . 10-6 (м2/с). Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 1747,4-87) [1, с. 253].
Камеры подшипников заполняем пластичны?/p>