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: Проектирование привода

Название: Проектирование привода
Раздел: Промышленность, производство
Тип: контрольная работа Добавлен 03:18:40 08 августа 2010 Похожие работы
Просмотров: 103 Комментариев: 3 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Оглавление

Заданиедля контрольной работы

1 Определение мощности на приводном валу

2 Выбор электродвигателя

3 Кинематический расчет привода

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1 Определение механических свойств материалов

4.2 Расчет параметров передачи

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

5.2 Расчет шпоночных соединений

5.3 Расчет зубчатой муфты

5.4 Разработка чертежа вала редуктора

6 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1 Определение реакций опор

6.2 Расчет статической прочности вала

6.3 Уточненный расчет прочности вала

7 Подбор подшипников качения

Список использованной литературы


Задание для контрольной работы

Провести проектировочный и проверочный расчет деталей механизма привода на основании его сборочного чертежа. Произвести выбор электродвигателя, расчет соединений, муфт и основных деталей редуктор, а также ориентировочного значения коэффициента полезного действия. Выполнить рабочий чертеж вала.

Кинематическая схема.

Исходные данные:

Долговечность привода tΣ , ч: 11600

Мощность тихоходного вала N2 , кВт: 3,3

Частота вращения тихоходного вала n2 , мин-1 : 435

Материал вала: сталь 45 с термообработкой улучшением


1 Определение мощности на приводном валу

КПД редуктора:

η = ηзп · ηм · ηп 2

ηзп = 0,95…0,98; принимаем ηзп = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηм = 0,995 – КПД муфты;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η = 0,98 · 0,995 · 0,992 = 0,955

Требуемая мощность двигателя:

N1 = N2 / η = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.

2 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: 4А112МВ6Y3 со следующими характеристиками:

Nдв = 4 кВт; nдв c = 1000 мин-1 ; dдв = 38 мм; ψmax = 2,2.

Частота вращения двигателя при номинальной нагрузке:

n1 = nдв = nдв c · (1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 мин-1 , где:

s – коэффициент скольжения, принимаем s = 0,04.

3 Кинематический расчет привода

Передаточное число редуктора:

u = n1 / n2 = 960 / 435 = 2,2

Принимаем ближайшее стандартное значение (второй ряд): u = 2,24.

Уточним частоту вращения тихоходного вала редуктора:

n2 = n1 / u = 960 / 2,24 = 429 мин-1

Угловые скорости вращения валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 с-1 ;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 с-1 .

Вращающие моменты на валах:

Т1 = N1 / ω 1 = 3,46 · 103 / 100,5 = 34,43 Н·м;

T2 = (N2 / ω 2 ) · η = T1 · u · η = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65 Н·м.

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1 Определение механических свойств материалов

Выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой улучшением НВ 240, а для колеса тоже сталь 45 с термообработкой нормализацией НВ 215.

Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. Тогда:

- для материала шестерни: предел текучести σт = 440 МПа, предел прочности σв = 780 МПа;

- для материала колеса: предел текучести σт = 280 МПа, предел прочности σв = 550 МПа.

По заданной долговечности определяем число рабочих циклов:

- шестерни Nц1 = 60 · 960 · 11600 = 6,7 · 108 ;

- колеса Nц2 = 60 · 429 · 11600 = 3 · 108 .

Так как Nц > 107 принимаем коэффициент долговечности КHL = 1.

Коэффициент безопасности примем: [n] = 1,15.

При НВ ≤ 350 НВ: σН limb = 2 · HB + 70, тогда:

- для шестерни σН limb 1 = 2 · 240 + 70 = 550 МПа

H ]1 = (σН limb 1 · КHL ) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3 МПа

- для колеса σН limb 2 = 2 · 215 + 70 = 500 МПа

H ]2 = (σН limb 2 · КHL ) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8 МПа

4.2 Расчет параметров передачи

Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH = 1,2.

Коэффициент ширины колеса: ψba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

αW = (u + 1) = (2,24 + 1) = 91,3 мм.

Принимаем αW = 100 мм.

m = (0,01-0,02) αW = 1-2 мм, принимаем m = 1 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

zΣ = 2 αW / m = 2 · 100 / 1 = 200,

а также отдельно для быстроходной ступени передач:

z1 = 2 αW / m(u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7; z1 = 62

Для тихоходной ступени:

z2 = z1 u = 61,7 · 2,24= 138,2; z2 = 138

Уточняем передаточное число:

u = z2 / z1 = 138 / 62 = 2,23

Делительные диаметры:

d1 = mz1 = 1 · 62 = 62 мм

d2 = mz2 = 1 · 138= 138 мм

Диаметры вершин зубьев:

da 1 = d1 + 2m = 62 + 2 · 1 = 64 мм

da 2 = d2 + 2m = 138 + 2 · 1 = 140 мм

Ширина колеса прямозубой передачи при ψba = 0,4:

b2 = ψва · αW = 0,4 · 100 = 40 мм

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 4 = 40 + 4 = 44 мм

Диаметры окружности впадин:

df 1 = d1 – 2,5m = 62 – 2,5 · 1 = 59,5 мм

df 2 = d2 – 2,5m = 138– 2,5 · 1 = 135,5 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψbd = b1 /d1 = 44 /62 = 0,71

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = ,

где [τ]k – допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала.

[τ]k = 0,1σт

Ведущий вал выполним за одно целое с шестерней. В качестве материалов валов возьмем: сталь 45 с термообработкой улучшением.

Тогда для ведущего вала:

[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа

dВ1 = = 15,8 мм

Так как диаметр вала двигателя dдв = 38 мм, то окончательно берем dВ1 = 38 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем 50 мм.

Для ведомого вала:

[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа

dВ2 = = 20,3 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø25 мм, под подшипники – Ø35 мм, под колесо - Ø45 мм.

5.2 Расчет шпоночных соединений

Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала:

Ведущий вал:

dВ1 = 38 мм, берем шпонку: 10х8, t1 = 5 мм.

Ведомый вал:

dВ2 = 25 мм, берем шпонку: 8х7, t1 = 4 мм.

dВ2.1 = 45 мм, берем шпонку: 14х9, t1 = 5,5 мм.

Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствии с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки:

lр ≥ (2 · Т · 103 )/( d(h – t1 ) · [σсм ])

Допускаемые напряжения смятия:

см ] = σт / [s],

где [s] – допускаемый коэффициент запаса.

Для шпонок из чистотянутой стали 45Х принимаем σт = 400 МПа. Принимаем: [s] = 2,3

см ] = 400 / 2,3 = 173,9 МПа

Ведущий вал:

lр1 = (2 · 34,43 · 103 )/(38 · (8 – 5) · 173,9) = 3,47 мм

l1 = lр1 + b = 3,47 + 10 = 13,47 мм

Окончательно берем: l1 = 20 мм

Ведомый вал:

lр2 = (2 · 73,65 · 103 )/(25 · (7 – 4) · 173,9) = 11,3 мм

l2 = lр2 + b = 11,3 + 8 = 19,3 мм

Окончательно берем: l2 = 20 мм

lр3 = (2 · 73,65 · 103 )/(45 · (9 – 5,5) · 173,9) = 5,4 мм

l3 = lр3 + b = 5,4 + 14 = 19,4 мм

Окончательно берем: l3 = 20 мм

Ширина колеса 40 мм – шпонка подходит.

5.3 Расчет зубчатой муфты

В приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента по критерию:

Трасч = k · Тдл. ≤ Ттабл.

Принимаем k = 1, тогда:

Трасч = Т1 = 34,43 Н·м

Диаметр муфты:

dМ ≥ 10 = 10 = 35 мм

qM = 0,2 – 0,25

kМ = 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC

Выбираем зубчатую муфту dМ = 60 мм, Т = 4000 Н · м.

5.4 Разработка чертежа вала редуктора

Основные размеры вала редуктора были получены в результате его проектирования. Недостающие размеры определим на основании выбранного варианта исполнения.

Вал редуктора спроектирован ступенчатым, это дает ряд преимуществ: удобство сборки; изготовление сопрягаемых деталей в системе отверстия.

Размеры под посадочные места под сопрягаемые детали выберем по их соответствующим размерам и условиям соединений.

Для обеспечения возможности выхода шлифовального камня при обработке

посадочных поверхностей вала введем канавку.

Для обеспечения требований взаимозаменяемости и обеспечения необходимого качества соединений проставим на чертеже допуски на размеры.

Укажем шероховатость обрабатываемых поверхностей. В технических требованиях укажем термообработку.

6 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1 Определение реакций опор

Для проверочного расчета статической и усталостной прочности ступенчатого вала составим его расчетную схему.

Расчетная схема вала.

Геометрические параметры вала определим на основании чертежа:

а = 75 мм; b = 42 мм; с = 42 мм.

Рассмотрим внешние силы, нагружающие быстроходный вал редуктора.

Со стороны муфты от электродвигателя на вал действует крутящий момент Т1 и поперечная сила Fr ; со стороны зацепления окружная сила FT и поперечная R0 :

FT = 2T1 / d1 = 2 · 34,43 · 103 / 62 = 1111 Н

R0 = FT · tgα = 1111 · tg 20° = 404 Н

Fr = (0,1 – 0,3)Ft ,

где Ft – окружное усилие, действующее на зубья муфты.

Ft = 2T1 / dМ = 2 · 34,43 · 103 / 60 = 1148 Н

Принимаем Fr = 344,4 Н

Рассмотрим плоскость YOZ:

ΣМАу = 0; -RBy · (c+b) – R0 · b + Fr · a = 0

RBy = (Fr · a – R0 · b) / (c+b) = (344,4 · 75 – 404 · 42) / 84 = 105,6 H

ΣМB у = 0; RAy · (c+b) + R0 · c + Fr · (a + b + c) = 0

RAy = (-Fr · (a + b + c) – R0 · c) / (c+b) = (-344,4 · 159 – 404 · 42) / 84 = - 854 H

Проверка:

ΣFу = 0; -Fr - RAy – R0 - RBy = -344,4 + 854 – 404 – 105,6 = 0

Построение эпюры Му :

Участок 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

Му = - Fr · z

Му (0) = 0

Му (0,075) = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

Участок a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

Му = - Fr · z - RAy · (z – a)

Му (0,075) = - Fr · z = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

Му (0,117) = -344,4 · 0,117 – (- 854) · (0,117 – 0,075) = -4,4 Н · м

Плоскость XOZ.

ΣМАх = 0; -FT · b – RBx (c + b) =0

RBx = - FT · b / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

ΣМВх = 0; FT · с + RА x (c + b) =0

RА x = - FT · с / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

Проверка:

ΣFx = 0; RА x + RBx + FT = 0

-574 – 574 + 1148 = 0

Построение эпюры Мх .

Участок 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

Мх (0) = 0

Мх (0,075) = 0 – на этом участке нет изгибающих сил.

Участок a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

Мх (0,075) = 0

Мх (0,117) = RА x · b = 574 · 0,042 = 24,1 Н · м

Результирующие реакции опор.

RA = = = 1029 H

RB = = = 583,6 H

Построение эпюры Мz .

T1 = 34,43 Н · м

Участок 0 ≤ z ≤ a + b

Mz = - T1 = -34,43 Н · м

6.2 Расчет статической прочности вала

На основании эпюр можно сделать следующие выводы.

Опасными сечениями для рассматриваемого вала, которые необходимо проверить на прочность, являются сечения: (z = 0), как наименее жесткое при кручении dВ1 = 38 мм, а также сечения (z = a) и (z = a + b), где действуют наибольшие изгибающие моменты.

В сечении (z = 0) находится еще и шпоночный паз, ослабляющий его жесткость. Сечение (z = a), где действует изгибающий момент:

Ма = = = 25,8 Н·м

И крутящий момент Мz = 34,43 Н·м, находится в сложном напряженном состоянии и при этом имеет диаметр, незначительно превышающий наименьший. В сечении (z = a + b) изгибающий момент достигает величины:

Ма + b = = = 24,5 Н·м

Рассчитаем наибольшие напряжения в опасных сечениях.

В сечении (z = 0) нормальные напряжения от осевых сил и изгибающих моментов равны нулю, касательные напряжения τmax определяются крутящим моментом

Мz = 34,43 Н·м и полярным моментом сопротивления сечения Wp цилиндрического конца вала со шпоночным пазом, глубиной t1 = 5 мм.

Wp = - = - = 10052 мм3

Тогда наибольшие касательные напряжения:

τmax = Мz / Wp = 34,43 / 10052 · 10-9 = 3,4 МПа,

а условие прочности вала в сечении (z = 0):

τmax = 3,4 МПа ≤ [τ]k = 44 МПа

выполняется.

В сечении (z = a) наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента Ма = 25,8 Н·м и моментом сопротивления сечения вала.

Wa = = = 12266 мм3

σmax = Ма / Wa = 25,8 / 12266 · 10-9 = 2,1 МПа,

а наибольшие касательные напряжения этого сечения с полярным моментом:

Wp = = = 24532 мм3 , равны:

τmax = Мz / Wp = 34,43 / 24532 · 10-9 = 1,4 МПа

В качестве допустимых напряжений на изгиб примем:

[σ] = 0,8 · σT = 0,8 · 440 = 352 МПа

При этом условие статической прочности по приведенным напряжениям выполняется.

σпр = = = 3,2 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,

В сечении (z = a + b) рассчитаем аналогично, с учетом того, что наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента

Ма + b = 24,5 Н·м и моментом сопротивления сечения вала (с диаметром шестерни по впадинам):

Wa = = = 20670 мм3

σmax = Ма + b / Wa = 24,5 / 20670 · 10-9 = 1,2 МПа

Wp = = = 41340 мм3

τmax = Мz / Wp = 34,43 / 41340 · 10-9 = 0,8 МПа

Условие статической прочности по приведенным напряжениям выполняется.

σпр = = = 1,8 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,

6.3 Уточненный расчет прочности вала

Определим усталостные характеристики материала вала – шестерни, изготовленной из стали 45 с улучшением (σт = 440 МПа, σв = 780 МПа). При симметричном цикле (R = -1) имеем:

σ-1 = 0,43 · σв = 0,43 · 780 = 335,4 МПа

τ-1 = 0,6 · σ-1 = 0,6 · 335,4 = 201,2 МПа

При пульсационном цикле (R = 0) имеем:

σ0 = 1,6 · σ-1 = 1,6 · 335,4 = 536,6 МПа

τ0 = 1,6 · τ-1 = 1,6 · 201,2 = 321,9 МПа

Рассчитаем коэффициенты, отражающие соотношение пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах соответственно изгиба и кручения:

ψσ = (2 · σ-1 - σ0 ) / σ0 = (2 · 335,4 – 536,6) / 536,6 = 0,25

ψτ = (2 · τ-1 - τ0 ) / τ0 = (2 · 201,2 – 321,9) / 321,9 = 0,25

Из графика [3] определим коэффициенты влияния абсолютных размеров:

- в сечении (z = 0) при dв1 = 38 мм получим εσ = ετ = 0,82

- в сечении (z = а) при dп1 = 50 мм получим εσ = ετ = 0,77.

Зададим коэффициенты шероховатости [3] в зависимости от шероховатости поверхности Ra:

- в сечении (z = 0) при Ra = 1,25 получим kσ n = kτ n = 1,1

- в сечении (z = а) при Ra = 2,5 получим kσ n = kτ n = 1,2.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим из графика [1]:

- в сечении (z = 0) для концентратора в виде шпоночного паза имеем эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении соответственно

kσ = 2,3 и kτ = 2,1.

- в сечении (z = а) для концентратора в виде посадки с гарантированным натягом подшипника на вал имеем:

kσ / εσ = 3,9; kτ / ετ = 1 + 0,6(kσ / εσ – 1) = 1 + 0,6 · 2,9 = 2,74

Примем коэффициент упрочнения в расчетных сечениях равным kу = 1, поскольку поверхность вала не упрочняется. Рассчитаем коэффициенты перехода:

- для сечения (z = 0):

kσ D = (kσ / εσ + kσ n – 1) / kу = (2,3 / 0,82 + 1,1 – 1) / 1 = 2,9

kτ D = (kτ / ετ + kτ n – 1) / kу = (2,1 / 0,82 + 1,1 – 1) / 1 = 2,66

- для сечения (z = a):

kσ D = (kσ / εσ + kσ n – 1) / kу = (3,9 + 1,2 – 1) / 1 = 4,1

kτ D = (kτ / ετ + kτ n – 1) / kу = (2,74 + 1,2 – 1) / 1 = 2,94

Определим коэффициенты долговечности kСσ и kСτ [3]. Для этого рассчитаем эквивалентное число циклов при наибольшем значении показателя степени m = 9:

NΣ = 60 · n1 · tΣ · = 60 · 960 · 11600 · (19 · 0,1 + 0,89 · 0,25 + + 0,69 · 0,65) = 5,3 · 106

Коэффициент долговечности: kСσ = = 0,96 < 1, следовательно,

kСσ = kСτ = 1.

Поскольку вал не испытывает осевой нагрузки, то будем считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала, изменяются по симметричному циклу, т.е. σm = 0, амплитуда цикла нормальных напряжений равна наибольшему номинальному напряжению изгиба, соответственно: для сечения (z = 0), σa = 0 МПа; для сечения (z = a), σa = σmax = 2,1 МПа

Исходя из неблагоприятных условий примем, что напряжения кручения изменяются по нулевому (пульсирующему) циклу, тогда:

- для сечения (z = 0) τа = τm = τmax / 2 = 3,4 / 2 = 1,7 МПа;

- для сечения (z = a) τа = τm = τmax / 2 = 1,4 / 2 = 0,7 МПа.

Тогда коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения

(z = 0):

nτ = τ-1 / ((kτ D / kСτ ) · τа + ψτ · τm ) = 201,2 / (2,66 · 1,7 + 0,25 · 1,7) = 40,7

Для сечения (z = a) коэффициент запаса прочности определим по нормальным и касательным напряжениям соответственно:

nσ = σ-1 / ((kσ D / kСσ ) · σa + ψσ · σm ) = 335,4 / (4,1 · 2,1) = 39

nτ = τ-1 / ((kτ D / kСτ ) · τа + ψτ · τm ) = 201,2 / (2,94 · 0,7 + 0,25 · 0,7) = 90,1

Окончательно получим для сечения (z = a):

n = (nσ · nτ ) / = (39 · 90,1) / = 35,8

Поскольку допускаемые значения коэффициента запаса принимают [n] = 1,5 – 2, то условие достаточной прочности n ≥ [n] выполняется.

7 Подбор подшипников качения

Определим ресурс:

Тихоходный вал:

L = (tΣ · 60 · n) / 106 = (11600 · 60 · 435) / 106 = 302,8 млн. об.

Быстроходный вал:

L = (tΣ · 60 · n) / 106 = (11600 · 60 · 960) / 106 = 668,2 млн. об.

Подсчитаем эквивалентные нагрузки:

Р = V · Rp · Кб · Кт

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

Кб = 1,3 - 1,5 – коэффициент безопасности;

Кт = 1 – температурный коэффициент;

Rp – силы возникающие в подшипнике.

Для быстроходного вала:

Р = 1 · 1029 · 1,5 · 1 = 1544 Н

Для тихоходного вала:

Р = 1 · 574 · 1,5 · 1 = 861 Н


Динамическая грузоподъемность:

С = Р , где:

а1 = 1 – коэффициент надежности,

а2 = 0,7 - 0,8 – обобщенный коэффициент.

Для быстроходного вала:

С = 1544 = 1551 Н

Для тихоходного вала:

С = 861 = 867 Н

Для быстроходного вала: dп1 = 50 мм, С = 1551 Н, берем подшипник средней серии №310 (С = 61800 Н). [2]

Для тихоходного вала: dп1 = 35 мм, С = 867 Н, берем подшипник легкой серии №207 (С = 25500 Н). [2]


Список использованной литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин. /Под общ. ред. В. Н. Кудрявцева. – Л.: Машиностроение, 1984. – 400с.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя. М.: Машиностроение. 1979. Т. 1-3.

3. Кудрявцев В. Н. Детали машин. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

4. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора. – Л.: Машиностроение. 1983. – 464 с.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:15:52 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
12:20:34 29 ноября 2015
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:18:52 28 ноября 2015

Работы, похожие на Контрольная работа: Проектирование привода

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(149914)
Комментарии (1829)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru