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: Особенности проектирования трехступенчатого цилиндрического редуктора

Название: Особенности проектирования трехступенчатого цилиндрического редуктора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 10:37:24 08 августа 2010 Похожие работы
Просмотров: 105 Комментариев: 3 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет третьей ступени редуктора

4. Расчет второй ступени редуктора

5. Расчет первой ступени редуктора

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него

9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него

10. Смазка

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Список использованной литературы


Задание

Спроектировать трехступенчатый цилиндрический редуктор.

Принять:

Расчетный ресурс: 14294 часа.

Техническая характеристика редуктора:

Мощность двигателя Рдв, кВт: 19,5.

Частота вращения двигателя nдв, об/мин: 945.

Момент на тихоходном валу Мт, Н·м: 8000.

Зацепление: прямозубое.


1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Кинематический расчет.

КПД редуктора:

ηред = ηцп3 · ηп3

ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,963 · 0,993 = 0,86

Электродвигатель:

Pдв = 19,5 кВт; nдв = 945 об/мин.

Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 19,5 кВт;

Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 19,5 · 0,96 · 0,99 = 18,53 кВт;

Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 18,53 · 0,96 · 0,99 = 17,61 кВт;

Рт = Р3 · ηцп · ηп = 17,61 · 0,96 · 0,99 = 16,74 кВт;

Передаточное число редуктора [1].

Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nт = 945/20 = 47,3

nт = 30ωт/π = (30Рт/Мт)/ π = (30·16740/8000)/3,14 = 20 об/мин

U1 – передаточное число первой ступени;

U2 – передаточное число второй ступени;

U3 – передаточное число третьей ступени.

Примем: U1 = 3,15; U2 = 3,75; U3 = 4.


Частота вращения валов:

n1 = nдв = 945 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 945 / 3,15 = 300 об/мин;

n3 = n2 / U2 = 300 / 3,75 = 80 об/мин;

n4 = nт = 20 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 945 / 30 = 98,9 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 300 / 30 = 31,4 рад/с;

ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 80 / 30 = 8,4 рад/с;

ω4 = ωт = πn4 / 30 = 3,14 · 20 / 30 = 2,1 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1 / ω 1 = 19,5 / 98,9 = 0,2 кН·м = 200 Н·м;

М2 = Р2 / ω 2 = 18,53 / 31,4 = 0,6 кН·м = 600 Н·м;

М3 = Р3 / ω 3 = 17,61 / 8,4 = 2,1 кН·м = 2100 Н·м;

М4 = Мт = Рт / ω т = 16,74 / 2,1 = 8 кН·м = 8000 Н·м;

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;

285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [1].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 · ω 4 · Lh = 573 · 2,1 · 14294 = 17,2 · 106 циклов;

NK5 = NK6 · U3 = 17,2 · 106 · 4 = 68,8 · 106 циклов.

NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 [1] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1._NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [1].

При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.

[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

3. Расчет третьей ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α3 = Кα(U3 + 1) = 495 · (4 + 1) = 415,5 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач [2].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α3 = 400 мм.

m = (0,01-0,02) α3 = 4-8 мм, принимаем m = 6 мм.

z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 · 400 / 6 · (4 + 1) = 26

z6 = z5U3 = 26 · 4 = 104

d5 = m z5 = 6 · 26 = 156 мм

da5 = d5 + 2m = 156 + 2 · 6 = 168 мм

dt5 = d5 – 2,5m = 156 – 2,5 · 6 = 141 мм

d6 = m z6 = 6 · 104 = 624 мм

da6 = d6 + 2m = 624 + 2 · 6 = 612 мм

dt6 = d6 – 2,5m = 624 – 2,5 · 6 = 609 мм

b6 = ψва · α3 = 0,4 · 400 = 160 мм

b5 = b6 + 5 = 160 + 5 = 165 мм_Окружная скорость:

V3 = = = 0,65 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6 [1].

[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft5 = Ft6 = 2М3 / d5 = 2 · 2100 / 0,156 = 26923 H

радиальное:

Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgα = 26923 · tg 20° = 9799 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:


σF6 = Ft6 · КF · уF6 / b6 · m = 26923 · 1,14 · 3,6 / 160 · 6 = 115,1 МПа<[σ]F6 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН6 = = = 496 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].

σН6 < [σ]Н6

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

4. Расчет второй ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α2 = Кα(U2 + 1) = 495 · (3,75 + 1) = 264 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач [2].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке._Принимаем α2 = 250 мм.

m = (0,01-0,02) α2 = 2,5-5 мм, принимаем m = 4 мм.

z3 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 250 / 4 · (3,75 + 1) = 26

z4 = z3U2 = 26 · 3,75 = 98

d3 = m z3 = 4 · 26 = 104 мм

da3 = d3 + 2m = 104 + 2 · 4 = 112 мм

dt3 = d3 – 2,5m = 104 – 2,5 · 4 = 94 мм

d4 = m z4 = 4 · 98 = 392 мм

da4 = d4 + 2m = 392 + 2 · 4 = 400 мм

dt4 = d4 – 2,5m = 392 – 2,5 · 4 = 382 мм

b4 = ψва · α2 = 0,4 · 250 = 100 мм

b3 = b4 + 5 = 100 + 5 = 105 мм

Окружная скорость:

V2 = = = 1,63 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: уF3 = 3,9, уF6 = 3,4 [1].

[σF3] / уF3 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF4] / уF4 = 256 / 3,4 = 75 МПа

75<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft3 = Ft4 = 2М2 / d3 = 2 · 600 / 0,104 = 11538 H

радиальное:

Fr3 = Fr4 = Ft3 · tgα = 11538 · tg 20° = 4200 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF4 = Ft4 · КF · уF4 / b4 · m = 11538 · 1,14 · 3,4 / 100 · 4 = 111,8 МПа<[σ]F4 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена._Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН4 = = = 508 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].

σН4 < [σ]Н4

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

5. Расчет первой ступени редуктора

U1 = 3,15

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

α1 = Кα(U1 + 1) = 495 · (3,15 + 1) = 171 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [1].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α1 = 180 мм.

m = (0,01-0,02) α1 = 1,8-3,6 мм, принимаем m = 2,5 мм.

z1 = 2α1 / m(U1 + 1) = 2 · 180 / 2,5 · (3,15 + 1) = 34

z2 = z1U1 = 34 · 3,15 = 107

d1 = m z1 = 2,5 · 34 = 85 мм

da1 = d1 + 2m = 85 + 2 · 2,5 = 90 мм

dt1 = d1 – 2,5m = 85 – 2,5 · 2,5 = 78,75 мм

d2 = m z2 = 2,5 · 107 = 267,5 мм

da2 = d2 + 2m = 267,5 + 2 · 2,5 = 272,5 мм

dt2 = d2 – 2,5m = 267,5 – 2,5 · 2,5 = 261,25 мм_b2 = ψва · α1 = 0,4 · 180 = 72 мм

b1 = b2 + 5 = 72 + 5 = 77 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 3,85, уF2 = 3,55 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 200 / 0,085 = 4706 H

радиальное:

Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 4706 · tg 20° = 1713 H

[σF1] / уF1 = 294 / 3,85 = 76 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,55 = 72 МПа

72<76 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:


σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 4706 · 1,3 · 3,55 / 72 · 2,5 = 120 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Мmax / Мном = 120 · 2,2 = 264 < [σFmax] = 681 МПа

[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН2 = = = 432 МПа < [σ]Н2=514 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН · = 432 · = 642 МПа < [σНпр] = 1674 МПа

[σНпр] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V1 = = 3,14 · 0,085 · 945 / 60 = 4,2 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.


6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α3 + 3 = 0,025 · 400 + 3 = 13 мм

δ1 = 0,02α3 + 3 = 0,02 · 400 + 3 = 11 мм

Принимаем: δ = δ1 = 13 мм

Толщина поясов стыка:

b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 13 = 19,5 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 13 = 30 мм

Диаметры болтов:

d1 = 0,03α3 + 12 = 0,03 · 400 + 12 = 24 мм – М24

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 24 = 18 мм – М18

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 24 = 14,4 мм – М14

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 24 = 12 мм – М12

7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d4 = = = 117 мм


Принимаем: выходной диаметр Ø118 мм, под подшипники – Ø130 мм, под колесо – Ø140 мм.

Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа, σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = REX(k+l) – Ft2l = 5922 · 0,281 – 4706 · 0,165 = 887 Н·м;

Мх = REY(k+l) – Fr2l= 2156 · 0,281 – 1713 · 0,165 = 323 Н·м;

Мсеч = = = 944 Н·м.

My = RByb = 6561 · 0,1315 = 863 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;

RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 22360 · 498 / 398 = 27978 H

RBFм = RAFм - FM = 27978 – 22360 = 5618 H

RA = = = 9466 H

RB = = = 19185 H

Для расчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 9466 + 27978 = 37444 H

RB' = RB + RBFм = 19185 + 5618 = 24803 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа, σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σа = σu = МAFм / 0,1d63 = 2236 · 103 / 0,1 · 6093 = 1,2 МПа

τа = τк /2 = М4 / 2 · 0,2d63 = 8000 · 103 / 0,4 · 6093 = 1 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа_

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 1,2 = 79; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 1 = 91

S = Sσ Sτ / = 79 · 91 / = 59 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №326, С = 229 кН, С0 = 193 кН, d×D×B = 130×280×58

QA = RA' Kδ KT = 37444 · 1,3 · 1 = 48677 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8 · (229 / 48,677)3 · (106 / 60 · 20) = 6,9 · 104 ч

6,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d3 = = = 74,8 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø75 мм, под колесо – Ø85мм.

Ft5 = 26923 H, Fr5 = 9799 H, d = 121 мм, e = 165 мм, f = 91 мм.

Ft4 = 11538 H, Fr4 = 4200 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

RDX = (Ft5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(26923·121 + 11538·286)/377 = 17394 Н;

RCX = (Ft4f + Ft5(f+e))/(d+e+f) =(11538·91 + 26923·256)/377 = 21067 Н;

Проверка:

RDX + RCX - Ft5 – Ft4 = 17394 + 21067 - 26923 – 11538 = 0.

в плоскости yz:

RDY = (Fr5d + Fr4(d+e))/(d+e+f) =(9799·121 + 4200·286)/377 = 6331 Н;

RCY = (Fr4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(4200·91 + 9799·256)/377 = 7668 Н;

Проверка:

RDY + RCY – Fr5 – Fr4 = 6331 + 7668 – 9799 - 4200 = 0.

Суммарные реакции:

RD = = = 18510 H;

RC = = = 22419 H;

Опасное сечение – место под колесо третьей цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа, σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = RDX(e+f) – Ft4e = 17394 · 0,256 – 11538 · 0,165 = 2549,1 Н·м;

Мх = RDY(e+f) – Fr4e = 6331 · 0,256 – 4200 · 0,165 = 928 Н·м;

Мсеч = = = 2712,7 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 2712,7 · 103 / 0,1 · 1413 = 9,6 МПа

τа = τк /2 = М3 / 2 · 0,2d3 = 2100 · 103 / 0,4 · 1413 = 6,5 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 9,6 = 9,8; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,5 = 14

S = Sσ Sτ / = 9,8 · 14 / = 8,07 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №315, С = 112 кН, С0 = 72,5 кН, d×D×B = 75×160×37

QA = RC Kδ KT = 22419 · 1,3 · 1 = 29144,7 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n3) = 0,8 · (112 / 29,1447)3 · (106 / 60 · 80) = 3,9 · 104 ч

3,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d2 = = = 49,3 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø50 мм, под колесо – Ø60мм.

Ft2 = 4706 H, Fr2 = 1713 H, k = 116 мм, l = 165 мм, m = 86 мм.

Ft3 = 11538H, Fr3 = 4200 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:


RFX = (Ft2k + Ft3(k+l))/(k+l+m) =(4706·116 + 11538·281)/367 = 10322 Н;

REX = (Ft3m + Ft2(m+l))/(k+l+m) =(11538·86 + 4706·251)/367 = 5922 Н;

Проверка:

RFX + REX - Ft2 – Ft3 = 10322 + 5922 - 4706 – 11538 = 0.

в плоскости yz:

RFY = (Fr2k + Fr3(k+l))/(k+l+m) =(1713·116 + 4200·281)/367 = 3757 Н;

REY = (Fr3m + Fr2(m+l))/(k+l+m) =(4200·86 + 1713·251)/367 = 2156 Н;

Проверка:

RFY + REY – Fr2 – Fr3 = 3757 + 2156 – 1713 - 4200 = 0.

Суммарные реакции:

RF = = = 10984 H;

RE = = = 6302 H; _Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 22360 H


Ft6 = 26923 H, Fr6 = 9799 H, a = 266,5 мм, b = 131,5 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx(a + b) – Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 26923 · 131,5 / 398 = 8895 H

RBx = Ft6 - RAx = 26923 – 8895 = 18028 H

Mx = RBxb = 18028 · 0,1315 = 2371 H · м

RAy = Fr6b / (a + b) = 9799 · 131,5 / 398 = 3238 H

RBy = Fr6 - RAy = 9799 – 3238 = 6561 H

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 944 · 103 / 0,1 · 943 = 11,4 МПа

τа = τк /2 = М2 / 2 · 0,2d3 = 600 · 103 / 0,4 · 943 = 1,8 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 11,4 = 8,3; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 1,8 = 50,6

S = Sσ Sτ / = 8,3 · 50,6 / = 8,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №310, С = 61,8 кН, С0 = 36 кН, d×D×B = 50×110×27

QA = RF Kδ KT = 10984 · 1,3 · 1 = 14280 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n2) = 0,8 · (61,8 / 14,28)3 · (106 / 60 · 300) = 3,6 · 104 ч

3,6 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

10. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл. 11.1 [2]:

V1 = 4,2 м/с – V40° = 27 мм2/с

V2 = 1,63 м/с – V40° = 33 мм2/с

V3 = 0,65 м/с – V40° = 35 мм2/с

V40°ср = 31 мм2/с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V40°C = 29-35 мм2/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σсм = 2М / d(l – b)(h – t1) < [σ]см = 120 МПа

Промежуточный вал (третий) Ø85 мм, шпонка 22 × 14 × 90, t1 = 9 мм.

σсм = 2 · 2100 · 103 / 85 · (90 – 22)(14 – 9) = 115 МПа < [σ]см

Промежуточный вал (второй) Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 63, t1 = 7 мм.

σсм = 2 · 600 · 103 / 60 · (63 – 18)(11 – 7) = 111 МПа < [σ]см

Ведомый вал Ø140 мм, шпонка 32 × 18 × 140, t1 = 11 мм.

σсм = 2 · 8000 · 103 / 140 · (140 – 32)(18 – 11) = 118,3 МПа < [σ]см


Список использованной литературы

1. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002

2. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:13:26 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
16:00:14 29 ноября 2015
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:16:18 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Особенности проектирования трехступенчатого цилиндрического редуктора

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(151091)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru