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)

Контрольная работа: Детали машин

Название: Детали машин
Раздел: Промышленность, производство
Тип: контрольная работа Добавлен 03:37:54 22 ноября 2009 Похожие работы
Просмотров: 139 Комментариев: 4 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

Курганский государственный университет

Кафедра «Детали машин»

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

Задание 6 Вариант 1

Дисциплина «Детали машин»

Студент /Орлов Е.С./

Группа ТС-2638с

Специальность_________________

Руководитель __________________/Крохмаль Н.Н. /

Комиссия __________________/_____________/

__________________/_____________/

Дата защиты _________

Оценка _________

Курган, 2009


Содержание

Задача №4

Задача №5

Задача №6

Приложение

Литература


Задача №4

Рассчитать клиноременную передачу. Мощность на ведущем валу Р1 =10кВт, угловые скорости шкивов ω1 =77 с-1 и ω2 =20 с-1 , режим работы – спокойный, угол наклона линии центров к горизонту 30 . Режим работы – трехсменный, нагрузка -спокойная.

4.1. Передаточное число.

u= ω12 =77/20=3,85.

4.2. Выбор сечения ремня.

По табл. 55 стр.87 /2/ выберем сечение D.

По табл. 56 и 57 стр.88 /2/ выбираем его характеристики:

Wp =27 мм, W=32 мм, А=1,38 мм2 , Т=19 мм, dplmin =315 мм, Lp =3150-15000 мм, mпм =0,6 кг/м.

4.3 Диаметры шкивов.

dp 1 =1,1*dplmin =1,1*315=346,5 мм.

Примем по табл. 58 стр.89 /2/ dp 1 =355 мм.

dp 2 =u*dp 1 =3,85*355=1367 мм. Примем по табл. 58 стр.89 /2/ dp 2 =1370 мм.

4.4 Уточнение передаточного отношения с учетом относительного скольжения

ζ=0,01.

uф = dp 2 /[dp 1 *(1-ζ)]= 1370/[355*(1-0,01)]=3,9.

4.5 Оценка ошибки передаточного отношения.


(u-uф /u)*100%=(3,85-3,9/3,85)*100%=1,3%<5%.

4.6 Межосевое расстояние.

amin =0,55*(dp1 +dp2 )+T=0,55*(dp1 +dp2 )+T=0,55*(355+1370)+19=968 мм.

amax =dp 1 +dp 2 =355+1370=1725 мм.

Примем а=1000 мм.

4.7 Расчетная длина ремня.

Lp =2*a+π*(dp1 +dp2 )/2+(dp2 -dp1 )2 /4a==2*1000+π*(355+1370)/2+(1370-355)2 /4*1000=4967 мм.

Примем Lp =5000 мм.

4.8 Уточненное межосевое расстояние.

а=0,25*{(Lp -x)+[(Lp -x)2 -2y]0,5 }=0,25*{(5000-2710)+[(5000-2710)2 -2*1030225]0,5 }=1019 мм.

Здесь x= π*(dp1 +dp2 )/2= π*(355+1370)/2=2710; y=(dp2 -dp1 )2 =(1370-355)2 =1030225.

Примема= 1020 мм.

4.9 Угол обхвата.

α1 =180 -57 *(dp 2 -dp 1 )/a=180 -57 *(1370-355)/1020=123,3 .

4.10 Коэффициенты для определения расчетной мощности:

коэффициент длины ремня по табл. 59 стр.91 /2/: СL =0,98;

коэффициент режима работы по табл. 60 стр.92 /2/: Сp =1,4;

коэффициент угла обхвата по табл. 61 стр.92 /2/: Сα =0,82;

коэффициент числа ремней по табл. 62 стр.92 /2/: Сz =0,95.

4.11 Расчетная мощность передаваемая одним ремнем.

Рро * СLp / Сα =8,29*0,98*1,4/0,9=12,6 кВт.

Здесь Ро = 8,29 кВт – номинальная мощность по табл. 55 стр.87 /2/.

4.12 Число ремней.

Z=Р1 /(Ррz )=18/(12,6*0,95)=1,5. Примем Z=2.

4.13 Скорость ремня.

V= ω1 *dр1 /2000=77*355/2000=13,7 м/с.

4.14 Сила предварительного напряжения ветви ремня.

F0 =850*Р1рL /(Z*V*Cα )+θ*V2 ,

где θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу по табл. 59 стр.91 /2/ примем θ=0,6.

F0 =850*18*1,4*0,98/(2*13,7*0,82)+0,6*13,72 = 1050 Н = 1,05 кН.

4.15 Окружная сила

Ft =P1 *1000/V=18*1000/13,7=1300 Н=1,3 кН.

4.16 Максимальное напряжение в ремне

σmaxpн ,


где σp = F0 /А+Ft /(2*Z*A)+ρ*V2 /1000000==1050/4,76+1300/(2*2*4,76)+ 1200*13,72 /1000000=3 МПа.

Здесь ρ=1200 кг/м2 .

σн =2*(Ен *У)/dр1 =2*678/355=4 МПа.

Здесь произведение (Ен *У)=678 для ремня сечения В.

σmax =3+4=7 МПа.

4.17 Сила, действующая на валы.

Fв =2* F0 *Z*sin(α1 /2)= 2*1,05*1*sin(123,/2)=1,8 кН.

4.18 Рабочий ресурс передачи.

Lh =Nоц *Lp /(60*π*d1 *n1 )*(σ-1max )*Cu ,

где Nоц – цисло циклов, выдерживаемое ремнем по стандарту, по табл. 63 стр.92 /2/ Nоц =4,7*106 ;

σ-1 =9 МПа – предел выносливости материала ремня;

Cu =1,5*(u)1/3 -0,5=1,5*(3,85)1/3 -0,5=1,9 - коэффициент учитывающий передаточное отношение.

Lh =4,7*106 *5000/(60*π*355*735)*(9/7)*1,9=614 ч.

Здесь n1 =30* ω1 /π=30*77/ π=735 об./мин. – частота вращения ведущего шкива.


Задача №5

Рассчитать червячную передачу ручной тали. Вес поднимаемого груза F=15 кН, усилие рабочего на тяговую цепь Fр =150 Н, диаметр тягового колеса Dтк =300 мм, диаметр звездочки Dз =120 мм, срок службы редуктора th =18000 ч. Режим работы – кратковременный.

1. Кинематический расчет редуктора.
1.1. Определение общего КПД редуктора.

η=ηч * ηп m ,

где ηч – КПД червячной передачи (ηч =0,7…0,8, примем ηч =0,7);

ηп – КПД одной пары подшипников качения (ηп =0,99…0,995, примем ηз =0,99);

m – число пар подшипников качения (m=2).

ηоб =0,7*0,992 =0,69.

1.2. Определение частот вращения валов
n1 =60000* Vр /(π*Dз )= 60000* 1/(π*120)=159 об./мин.

Здесь Vр – скорость движения груза. Примем Vр =1 м/с.

n2 = n1 /u=159/32=5 об./мин.

Здесь u – передаточное отношение червячной передачи. Примем u=32.

Скорость движения груза Vг =π*Dтк *n2 /60000= π*300*5/60000=0,1 м/с.

1.3. Мощности на валах.

Р2 = F * Vг =15*0,1=1,5 кВт.

Р1 = Р2 /η =1,5/0,69=2,2 Вт.


1.5. Определение крутящих моментов на валах.

Т1 =9550*Р1 /n1 =9550*1,5/159=90 Н*м.

Т2 =9550*Р2 /n2 =9550*2,2/5=4202 Н*м.

2. Расчет червячной передачи

2.1. Исходные данные для расчета.

a) Крутящий момент на валу червячного колеса Т2 =4202 Н*м;

b) Передаточное число u=32;

c)частота вращения червяка n1 =159 об./мин.

2.2. Определение числа витков червяка и числа зубьев червячного колеса.

Выберем из табл.25 стр.50 /2/: Z1 =1. Z2 = u*Z1 =32*1=32.

2.3. Выбор материала.

Определим ожидаемую скорость скольжения

VI S =4,5*n12 1/3 /104 =4,5*159*42021/3 /104 =1,2 м/с.

С учетом скорости скольжения выбираем из табл.26 стр.51 /2/:

для червяка – сталь 45, термообработка – улучшение НВ350;

для червячного колеса – чугун СЧ15, предел прочности σв =315 МПа.

2.4. Выбор допускаемых напряжений

Выбираем из табл.27 стр.52 /2/: [σH ]2 =110 Мпа.

2.5. Определение предварительного значения коэффициента диаметра.

qI =0,25*Z2 =0,25*32=8.

2.6. Определение ориентировочного межосевого расстояния.

aI w =610*(Т2βV /[σН ]2 2 )1/3 ,


где Кβ – коэффициент неравномерности нагрузки,

КV – коэффициент динамической нагрузки.

Для предварительного расчета примем КβV =1,4.

aI w =610*(4202*1,4/1102 )1/3 =480 мм.

2.7. Предварительное значение модуля.

mI =2*aI /(Z2 +qI )=2*480/(32+8)=24 мм.

Выбираем из табл.28 стр.53 /2/: m=20 мм, q=8.

2.8. Межосевое расстояние.

а=m*(Z2 +q)/2=20*(32+8)/2=400 мм.

Примем аw =400 мм.

2.9. Коэффициент смещения X=аw /m-0,5*(Z2 +q)=400/20-0,5*(32+8)=0.

2.10. Отклонение передаточного числа.

Δu=|(u-Z2 /Z1 )/u|*100%=|(32-32/1)/32|*100%=0 < 5%.

2.11. Проверочный расчет по контактным напряжениям.

2.11.1. Угол подъема витка червяка.

γ=arctg(Z1 /q)= arctg(1/8)=7,1о .

2.11.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления.

VS =π*d1 *n1 /(60000*cosγ),

где d1 =m*q=20*8=160 мм.

VS =π*160*159/(60000*cos7,1)=1,3 м/с.

2.11.3. Коэффициент динамической нагрузки.

Выбираем из табл.29 стр.54 /2/: KV =1 для степени точности 7.

2.11.4. Коэффициент неравномерности нагрузки.

Кβ =1+(Z2 /θ)3 *(1-X),

где θ=72 – коэффициент деформации червяка, выбранный из табл.30 стр.55 /2/;

X – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (для постоянной нагрузки). X=0.

Кβ =1+(32/72)3 *(1-0,66)=1,03.

2.11.5. Расчетные контактные напряжения.

σН 2 =5300*[{Z2 /(q+2*X)/aw }3 *Kβ *KV *T2 ]0,5 /[Z2 /(q+2*X)]=

=5300*[{32/(8+2*0)/400}3 *1,03*1*4202]0,5 /[32/(8+2*0)]=87 Мпа<[σH ]2 =110 Мпа.

2.12.. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

2.12.1. Эквивалентное число зубьев колеса

ZV2 =Z2 /cos3 γ = 32/cos3 7,1=33.

2.12.2. Коэффициент формы зуба.

Выбираем из табл.31 стр.55 /2/: YF 2 =1,71.

2.12.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.

σF2 =1,5*T2 * YF2 * KV * Кβ * cosγ*1000/(q*m3 *Z2 )< [σF ],

F ] – допускаемые напряжения изгиба.


F ]=0,08*σв =0,08*315=25 Мпа.

σF2 =1,5*1019*1,71*1*1,03*cos7,1*1000/(8*203 *32)=8,2 Мпа<[σF ]=25 Мпа.

2.13. Геометрический расчет передачи.

Диаметры делительных окружностей:

червяка – d1 =m*q=20*8=160 мм,

колеса – d2 =m*Z2 =20*32=640 мм.

Диаметры окружностей вершин:

червяка – dа1 = d1 +2*m=160+2*20=200 мм,

колеса – dа2 = d2 +2*m=640+2*20=680 мм.

Высота головки витков червяка: hf 1 =1,2*m=1,2*20=24 мм.

Диаметры окружностей впадин:

червяка – df 1 =d1 -2*hf 1 =160-2*24=112 ,

колеса – df 2 =d2 -2*m*(1,2+X)=640-2*20*(1,2+0)=592 мм.

Наибольший диаметр червячного колеса:

daW =da 2 +6*m/(Z1 +2)= 680+6*20/(2+2)=710 мм.

Ширина венца червячного колеса: b2 =0,75*da 1 =0,75*200=150 мм.

Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

R=0,5*d1 -m=0,5*160-20=60 мм.

Проверка межосевого расстояния:

aw =0,5*m*(q+Z2 +2*X)=0,5*20*(8+32+2*0)=400 мм.

Длина нарезанной части червяка:


b1 =(11+0,06*Z2 )*m=(11+0,06*32)*20=258,4 мм. Примем b1 =260 мм.

2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка.

Делительная толщина по хорде витка:

Sa1 =0,5*π*m* cosγ=0,5*π*20*cos7,1=31,2 мм.

Высота до хорды витка:

ha 1 =m+0,5* Sa 1 *tg[0,5*arcsin (Sa1 *sin2 γ/d1 )]=

=20+0,5* 31,2*tg[0,5*arcsin (31,2*sin2 7,1/160)]=20,02 мм.

2.15. Усилия в зацеплении червячной передачи.

2.15.1. Окружная сила червячного колеса и осевая сила червяка

Ft 2 =Fa 1 =2*T2 /d2 =2*4202*1000/640=13 *1000 Н*м=13 Н*мм.

2.15.2. Окружная сила червяка и осевая сила червячного колеса

Ft1 =Fa2 = Ft2 *tg(γ+ρ)= 13*tg(7,1+2,2)=2,1*1000 Н*м=2,1 Н*мм.

Здесь ρ – угол трения. Выбираем из табл.34 стр.59 /2/ ρ=2,2.

2.15.3. Радиальные силы червячного колеса и червяка

Fr 2 =Fr 1 =0,37* Ft 2 =0,37*13=4,8 *1000 Н*м=4,8 Н*мм.

2.16. Тепловой расчет червячной передачи.

Для открытых ручных червячных передач тепловой расчет не требуется.

2.17. Расчет червяка на жесткость.

Стрела прогиба и условие достаточной жесткости:

f=L3 *(Ft1 2 +Fr1 2 )0,5 /(48*E*Iпр )<[f],

где L – расстояние между серединами опор червяка,

L=(0,9…1,0)*d2 =(0,9…1,0)*640=(576…640) мм, примем L=640 мм;

E – модуль упругости стали, Е=2,1*105 Мпа,

Iпр – приведенный момент инерции сечения червяка,

Iпр =π*df1 4 *(0,375+0,625*da1 /df1 )/64=

=π*1124 *(0,375+0,625*200/112)/64=11,5*106 мм4 ;

[f] – допустимая стрела прогиба, [f]=m/200=20/200=0,1 мм.

f=6403 *(130002 +48002 )0,5 /(48*2,1*105 *11,5*106 )=0,03 мм<[f]=0,1 мм.

Задача № 6

По данным задачи №5 рассчитать вал червячного колеса редуктора и подобрать для него по ГОСТу подшипники качения. Расстоянием между подшипниками задаться.

1. Проектный расчет.

Ориентировочный расчет вала проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям ([τ]кр =20 Мпа).

Диаметр свободного конца вала:

dс =(Т/0,2[τ]кр )1/3 =(4202*1000/0,2*20)1/3 =102 мм. Примем dс =100 мм.


Диаметр вала под подшипниками примем dп =110 мм.

Диаметр вала под колесом примем dк =115 мм.

Диаметр буртика вала примем dб =120 мм.

2. Проверочный расчет.

Усилия, действующие на вал:

Ft =13 кН, Fr =4,8 кН, Fа =2,1 кН, F=15 кН, Т=4202 кН*мм,

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

Определим реакции опор (см. рисунок 1).

Реакции опоры А:

RAx *300- Ft *150=0;

RAx =Ft /2=13/2=6,5 кН;

RAy *300- Fr *150+ Fа 1 *d/2- F*200=0;

RAy =(Fr *150-Fа 1 *d/2+ F*200)/300=(4,8*150- 2,1*640/2+15*200)/300=10,2 кН;

Реакции опоры В:

RВ x *300- Ft *150=0;

RВ x =Ft /2=13/2=6,5 кН;

RВ y *300- F*500+Fr *150+ Fа1 *d/2=0;

RВ y =(F*500-Fr *150-Fа1 *d/2)/300=(15*500-4,8*150-2,1*640/2)/300=20,5 кН;


Рисунок 1. Расчетная схема вала

Проверка:

ΣХ=0; Ft - RAx -RВ x =0; 13-6,5-6,5=0;

ΣY=0; Fr - RAy + RВ y - Fм =0; 4,8-10,2+20,5-15=0;

Условия равновесия выполняются, следовательно расчет реакций выполнен верно.

Определим суммарный изгибающий момент в месте посадки зубчатого колеса и в сечении посадки подшипника В.

Мс =(Мх 2у 2 )1/2 ,

Где Мх и Му – изгибающие моменты в плоскостях х и у.


Мхчк = RАх *100=6,5*150=975 кН*мм;

Мучк = RАу *100=10,2*150=1530 кН*мм.

Мсчк =(9752 +15302 )1/2 =1814 кН*мм.

МхВ = 0;

МуВ = F *200=15*200=3000 кН*мм.

МсВ =(30002 +02 )1/2 =3000 кН*мм.

Опасным является сечение посадки подшипника В, т.к. в нем изгибающий момент имеет большее значение, а диаметр - меньшее

где W - осевой момент сопротивления сечения.

Осевой момент сопротивления опасного сечения:

W= π*d3 /32=π*1103 /32=113650 мм3 .

Полярный момент сопротивления в опасном сечения:

Wк = π*d3 /16= π*1103 /16=227300 мм3 .

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

σαс /W=3000000/113650=26,4 МПа.

Условие прочности:

n=((1/nσ )2 +(1/nτ )2 )-0,5 >[n],

где nσ и nτ – запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;

[n]=1,75 – допускаемый запас прочности.

nσ-1 /(кσασ -1σm ),

где σ-1 =0,43*σв – предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям при симметричном цикле (см. табл.1 стр.79 /4/).

σ-1 =0,43*800=344 МПа.

кσ =1,8 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

εσ -1 =0,82 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;

ψσ =0,2 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;

σm =Fa /(π*d2 /2)=2100/(π*1052 /2)=0,1 МПа – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.

nσ =344/(1,8*26,4*0,82+0,2*0,1)=8,8.

nτ-1 /(кτατ -1τm ),

где τ-1 =0,6*σ-1 =0,6*344=206,4 МПа – предел выносливости материала вала по касательным напряжениям при симметричном цикле;

кτ =1,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

τα =0,5*Т2 /Wк =0,5*4202000/227300 = 9,2 МПа – амплитудное значение напряжений;

ετ -1 =0,7 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;

ψτ =0,1 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;

σm =0,1 МПа.

nτ =206,4/(1,7*9,2*0,7+0,1*0,1)=18,8.

n=((1/8,8)2 +(1/18,8)2 )-0,5 =8>[n]=1,75.

Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.

3. Расчет подшипников качения редуктора

На валу редуктора использованы конические роликоподшипники легкой серии 7226А ГОСТ 27365-87. Динамическая грузоподъёмность подшипников С=660 кН, статистическая грузоподъёмность С0 =600 кН, е=0,435 (см. табл. 18.33 стр. 319 /1/).

Определим суммарные радиальные реакции опор:

RА =(RАх 2 +RА y 2 )0,5 =(6,52 +10,22 )0,5 =12,1 кН.

RВ =(RВх 2 +RВ y 2 )0,5 =(6,52 +20,52 )0,5 =21,5 кН.

Эквивалентная нагрузка:

Рэкв =(V*X*R+Y*A)*Кбт ,

где Х=1 – коэффициент, учитывающий влияние радиальной силы (выбран по соотношению Fa /[V*R]=2,1/[1*12,1]=0,17<е=0,435);

Y=0 – коэффициент, учитывающий влияние осевой силы;

V=1 - коэффициент, учитывающий, какое колесо вращается;

А – осевая нагрузка.

АВ = 0,83*е*RВ =0,83*0,435*21,5=7,8 кН.

АА = АВ + Fa =7,8+2,1=9,9 кН.

Кб =1 – коэффициент безопасности;

Кт =1 – температурный коэффициент.

РэквА =(1*1*8,6+0*9,9)*1*1=8,6 кН.

РэквВ =(1*1*3,8+0*7,8)*1*1=3,8 кН.

Проверим подшипник А как наиболее нагруженный на долговечность.

Долговечность подшипников:

L=(С/Рэкв )m ,

где m=10/3 показатель долговечности подшипников (для шарикоподшипников).

L=(660/8,6)10/3 =2*106 млн. об.

Долговечность подшипника в часах:

Lh =106 *L/60*n=106 *2*106 /60*5=6,7*109 ч.

Долговечность подшипников более 5000 часов, следовательно подшипники удовлетворяют условию долговечности.


Литература

1. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. техникумов. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с., ил.

2. Ратманов Э.В. Расчет механических передач: Учебное пособие. – Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2007. – 115 с.

3. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. – 2-е изд., перераб. и доп. – К.: Выща шк. 1990. – 151 с.: ил.

4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. Минск, «Вышэйш. школа», 1974. 592 с, с ил.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:07:45 19 марта 2016
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений22:35:47 18 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
11:33:15 29 ноября 2015
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
15:42:23 25 ноября 2015

Работы, похожие на Контрольная работа: Детали машин

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(150532)
Комментарии (1836)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru