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: Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей

Название: Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 06:29:32 14 декабря 2008 Похожие работы
Просмотров: 910 Комментариев: 3 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Содержание

1. Задание по курсовому проектированию...........................................3

2. Введение..............................................................................................4

3. Расчет ременной передачи.................................................................6

4. Расчет редуктора.................................................................................8

5. Расчет валов

а) Быстроходный вал.........................................................................12

б) Тихоходный вал.............................................................................18

6. Выбор подшипников..........................................................................23

7. Выбор шпонок....................................................................................26


1.Задание по курсовому проектированию.

Разработать редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу.

Тип электродвигателя RA160L4;

Мощность двигателя Рдв = 15кВт;

Число оборотов в минуту nдв = 1460 об/мин;

Тип ременной передачи – клиноременная,

Редуктор – цилиндрический косозубый;

Передаточное число ременной передачи Uрем = 2,8;

Передаточное число редуктора Uред = 5,6;

КПД редуктора ηред = 0,97;

КПД муфты ηмуф = 0,97;

КПД ременной передачи ηрем.пер . = 0,94;

Время работы привода L = 15000 часов.

Режим работы – двухсменный.

Схема привода.

Электродвигатель асинхронный — клиноременная передача — редуктор.

Рабочая машина;

Клиноременная передача;

Редуктор;

Муфта;

Электродвигатель.

2. Введение.

Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова.

Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редуктора классифицируют:

- По виду передач –на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие.

- По числу пар –одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с

u£ 7 , с косозубыми или шевронными колесами при u£10 и Р£50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u£ 5 и Р £ 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р £ 50кВт; многоступенчатые.

Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже.


3. Рассчет ременной передачи.

Рассчитываем момент на ведущем валу

Твед = Тэд = Рэд ∙103 ∙30/π nдв

Твед = 15∙103 ∙30/π∙1460 =100 Н∙м

Выберем диаметр ведущего шкива.

Пусть D1 = 140 мм.

Рассчитаем скорость ремня:

υ = π D1 nдв /60∙103

υ = π∙140∙1460/(60∙103 ) = 11 м/с

По мощности двигателя

Рдв = 15кВт и nдв = 1460 об/мин

Выбираем стандартный тип ремня:

тип Б;

Рассчитываем диаметр ведомого шкива:

D2 = D1 ∙ Uрем (1-ξ)

D2 = 140∙2,8 (1-0,01) = 388 мм

Выбираем ближайшее значение из нормального ряда чисел:

D2 = 400 мм

Рассчитываем фактическое передаточное число ременной передачи:

Uфакт = D2 / D1 (1-ξ)

Uфакт = 400/140(1-0,01) = 2,89

Рассчитываем межосевое расстояние:

Примем его равным D1 +D2 = 140+400 = 540 мм.

Длина ремня:

Lр = 2 а + π (D1 +D2 )/2 + (D2 - D1 )2 /4 а

Lр = 2∙540 + π/2∙(140+400) + 2602 /4∙(140+400) = 1959,53 мм

Выбираем ближайшее из нормального ряда чисел:

Lр = 2000 мм

Тогда уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:

а = (2L - π (D1 +D2 ) + [(2L - π (D1 +D2 ))2 – 8(D2 - D1 )2 ]1/2 )/8

а = (2∙ 2000 – 3,14(140+400) + [(2∙2000 – 3,14 (140+400))2 – 8(140+400)2 ]1/2 )/8 = 540,24 мм=

= 540 мм

Определяем угол обхвата ремня:

α = 180 – (D1 -D2 ) ∙ 57°/a

α = 180 – 260∙ 57°/540 = 152,56° ≈ 150°. Значит, коэффициент угла обхвата, соответствующий углу обхвата равному 150° Сα = 0,92

Коэффициент, учитывающий длину ремня:

Lр / L0 = 2000/2240 = 0,89 -CL = 0,98

Коэффициент режима работы при двусменном режиме работы:

Среж = 1,38

Мощность, передаваемая при стандартных условиях ремнем Б, длиной

L0 = 2240 мм P0 = 2,90 кВт.

Допустимая нагрузка на ремень:

Рдопуст = Р0 Сα СL / Среж

Рдопуст = 2,90∙ 0,92∙0,98/1,38 = 1,9 кВт

Определение числа ремней:

Z = Рдвдопуск Сz ,

где Сz = 0,9

Z = 15/1,9 ∙0,9 = 8,7.

БеремZ = 9

Усилие, действующее со стороны ременной передачи

FP = 1,7 ∙ Рдв ∙103 ∙Среж ∙sin(αрем /2)/ υремня ∙ Сα ∙Сz = 3635 Н,

где

Рдв = 15 кВт

Среж = 1,38

αрем = 152,56˚

υремня = 11 м/с

Сα = 0,95

Сz = 0,9

Проверочный расчет:

4. Расчет редуктора.

Сталь 40Х. Термообработка. Улучшенная.
Шестерня НВ1 = 270 НВ σв = 900н/мм2 ,

σг =750 н/мм2

Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2 , σг =540 н/мм2

Выбираем сталь:

Определяем число оборотов валов:

Ведущий вал:

n1 = nдв /Uрем

n1 = 1460/2,8 = 505 об/мин

Ведомый вал:

n2 = n1 /Uред

n2 = 505/5,6 = 90 об/мин

Определяем базовое число циклов:

NНО1 = 30∙ НВ1 2,4

NНО2 = 30∙ НВ2 2,4

NНО1 = 30∙ 2702,4 = 20∙106 циклов

NНО2 = 30∙2402,4 = 15∙106 циклов

Предельное напряжение при базовом числе циклов:

σн limb 1 = 2∙НВ1 + 70

σн limb 2 = 2∙НВ2 + 70

σн limb 1 = 2∙270 + 70 = 610 н/мм2

σн limb 2 = 2∙240 + 70 = 550 н/мм2

Число циклов нагружения:

NНЕ1 = 60∙ n1 ∙L1

NНЕ2 = НЕ1 / Uред

NНЕ1 = 60∙ n1 ∙L1 = 60∙505∙15000 = 60,6∙106 циклов

NНЕ2 = NНЕ1 / Uред = 60,6/5,6 = 10,8∙106 циклов

Коэффициент долговечности:

КHL = 1, т.к. NНЕ > NНО

Предельное напряжение:

σн lim 1 = σн limb 1 ∙ КHL

σн lim 2 = σн limb 2 ∙ КHL

σн lim 1 = 610∙1 = 610 н/мм2

σн lim 2 = 550∙1 = 550 н/мм2

Допускаемое напряжение:

σНР1 = 0,9 ∙ σн lim 1 / Sн

σНР2 = 0,9 ∙ σн lim 2 / Sн

σНР = 0,45 (σНР1 + σНР2 )

σНР min = σНР2

σНР1 = 0,9∙610/1,1 = 499,1 ≈ 500 Н∙м

σНР2 = 0,9∙550/1,1 = 450 Н∙м

σНР = 0,45 (500+ 450) = 225,45 Н∙м

σНР min = σНР2 = 450 Н∙м

Рассчитываем межцентровое расстояние зубчатой передачи:

аw = Ка (Uред + 1) [Т1 Кнβва Uред σНР 2 ]1/3

Ка = 430 – коэффициент межцентрового расстояния

Т1 = 270 Н∙м

ψва = ψв d ∙2/(Uред + 1) – коэффициент отношения ширины зуба к межцентровому расстоянию.

ψв d = 1 Кнβ = 1,05 – коэффициент отношения ширины зуба к диаметру.

Тогда, следовательно,

ψва = 0,303

аw = 430 (5,6 + 1) [270∙ 1,05/(0,303∙5,6∙4502 )]1/3 = 266,18 мм

Выбираем из нормального ряда чисел по ГОСТ 2144 – 76:

аw = 315 мм

аw = (Z1 +Z2 )mn /2 cosβ

Примем β = 10°

Определяем модуль зацепления

mn = 2 аw cosβ/Z1 (1+Uред )

Определяем числа и угол наклона зубьев, предварительно задав угол наклона

Примем β = 10°

Возьмем Z1 = 20 зубьев.

Тогда

mn = 2∙315cos10/(20∙ (1+5,6)) = 4,7 мм

Выбираем из нормального ряда чисел для модуля зацепления, беря меньший по значению:

mn = 4,5 мм

Найдем суммарное число зубьев

(Z1 +Z2 ) = 2 аw cosβ/ mn

(Z1 +Z2 ) = 2 315cos10/ 4,5= 138 зубьев

Тогда:

Z1 = (Z1 +Z2 )/ (1+Uред )

Z2 = (Z1 +Z2 ) - Z1

Z1 = 138/ (1+5,6) = 21

Z2 = 138 – 21 = 117 зубьев.

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

Uред. факт = Z2 / Z1 = 117/21 = 5,57

Uред. факт = 117/21 = 5,57

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z1 +Z2 )mn / 2 аw

Cosβ = 138∙4,5 / 2∙315= 0,9857

Считаем:

d1 = mn Z1 / cosβ

d2 = mn Z2 / cosβ

d1 = 4,5∙21/ 0,9857 = 95,87 мм

d2 = 4,5∙117/ 0,9857 = 534,13 мм

Проверка:

d1 + d2 = 95,87+534,13 = 630 мм = 2 аw . Верно.

Тогда ширина колес:

b2 = ψва аw

b1 = b2 + (2..4) mn

b2 = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b1 = 95 + 2 ∙ 4,5 = 104 мм

Проверка:

b2 ∙ sinβ≥4mn

95 ∙ sinβ≥4∙4,5

16,800≥18

Неверно. Следовательно, нужно изменить mn или угол β.

Возьмем mn =4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев:

(Z1 +Z2 ) = 2 аw cosβ/ mn

(Z1 +Z2 ) = 2 315cos10/ 4,0= 155 зубьев

Тогда:

Z1 = (Z1 +Z2 )/ (1+Uред )

Z2 = (Z1 +Z2 ) - Z1

Z1 = 155/ (1+5,6) = 23 зуба

Z2 = 155-23 = 132 зуба

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

Uред. факт = Z2 / Z1

Uред. факт =132/23 = 5,74

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z1 +Z2 )mn / 2 аw

Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;

Тогда:

β = 10,23˚

Считаем:

d1 = mn Z1 / cosβ

d2 = mn Z2 / cosβ

d1 = 4,0∙23/ 0,9841= 93,48 мм

d2 = 4,0∙132/0,9841= 536,52 мм

Проверка: d1 + d2 = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 аw . Верно.

Тогда ширина колес:

b2 = ψва аw

b1 = b2 + (2..4) mn

b2 = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b1 = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм

Проверка:

b2 ∙ sinβ≥4mn

95∙sinβ≥4∙4

16,873≥16 Верно.

Определяем диаметры вершин зубьев da и впадин df зубчатых колес:

da = d + 2∙ mn

df = d – 2,5∙ mn

da1 =93 + 2∙ 4 = 101 мм

da2 = 537 + 2∙ 4 = 545 мм

df1 = 93 – 2,5∙ 4 = 83 мм

df 2 = 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм


5. Расчет валов :

5.1 Быстроходный вал.

Так как df 1 = 83 мм – принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу:

Т1 = Тдв ∙ Uфакт ∙ ηрем.пер

Т1 = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

d= (T1 ∙103 /0,2[τ])1/3

d= (270∙103 /0,2∙10)1/3 = 51,3 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d= 50 мм

d1 = d1 + (4..5) мм = 55 мм

dп ≥ d2 + (4..5) мм = 60 мм

d2 = dп + 5 мм = 65 мм

d4 = d3 + (6..10) мм = 75 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L0 = (1,6..2) d = 100 мм

L1 = 20..25 мм = 25 мм

Lп ≈ 0,5 dп = 30 мм

L2 = 10..12 мм = 12 мм

L3 = b2 = 95 мм

L4 = L2 = 12 мм

L5 = L1 = 25 мм

Тогда:

L = 149 мм

а = 90 мм

Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)

Окружная сила

Ft = 2T1 ∙103 /d1

Ft = 2∙270∙103 /55 = 9818 Н

Осевое усилие

Fa = Ft ∙ tgβ

Fa = 9818 ∙ tg10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

Fr = Ft ∙ tgα / cosβ

Fr = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н

Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:

nвед (быстроходный вал редуктора) = nдв / Uфакт

nвед (быстроходный вал редуктора) = 1460/2,89 = 505 об/мин

Построение эпюр:


l

Rb A = 0,5∙ Fr + Fa ∙d1 /2L

Rb B = 0,5∙ Fr - Fa ∙d1 /2L

Rb A = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 = 333,44 Н

Rb B = 0,5∙655 – 1771∙50/2∙149 = 321,56 Н

Проверка : Rb A + Rb B - Fr = 0

333,44+321,56 – 655 = 0 Верно.

М1 = Rb A ∙ L/2

М = Rb B ∙ L/2

М1 = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

М1 = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м


RГ А = RГ В = 0,5∙Ft

М2 = Ft ∙ L/4

RГ А = RГ В = 0,5∙ 9818 = 4909 H

М2 = 9818∙149/4∙1000 = 365,72 Н∙м

Проверка: RГ А + RГ В - Ft = 0

4909 + 4909 – 9818 = 0 Верно.



а


RAP = FP ∙ (L + a)/L

RBP = FP ∙ a/L

MP = FP ∙ a

RAP = 3635∙ (149 + 90)/149 = 5831 H

RBP = 3635∙ 90/149 = 2196 H

MP = 3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м

Рассчитаем общий момент:

MОБЩ = [(M1 )2 + (M2 )2 ]1/2

MОБЩ = [(24,84)2 + (365,72)2 ]1/2 = 366,56 Н∙м

Проверочный расчет ведущего вала .

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ1 = 270 НВ σв = 900н/мм2 , σг =750 н/мм2

Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2 , σг =540 н/мм2

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

nσ = σ-1 /(Kσ p ∙σa + ψσ ∙ σm ),

где σ-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1­ = 410 МПа

σa – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σa ≈ МОБЩ /0,1dп 3 = 64,1 МПа

σm – среднее значение номинального напряжения, σm = 0.

Kσ p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

nσ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

nτ = τ-1 /(Kτ p ∙τa + ψτ ∙ τm ),

где τ -1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ -1­ = 240 МПа

τa – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τm – среднее значение номинальных напряжений, τa = τm = 1/2∙τ = 10,1

Kτ p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

ψτ = 0,1

Тогда:

nτ = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = nσ ∙ nτ /[ (nσ )2 + (nτ )2 ]1/2

n = 1,83∙9,21 /[1,832 + 9,212 ]1/2 = 1,81

Проверка соблюдения условия прочности:

nmin ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

1,81≥ 1,5

5.2 Тихоходный вал.

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

Момент на тихоходном валу:

T2 = T1 ∙Uред ∙ηред = 270∙5,6∙0,97 = 1466,64 Н∙м ≈ 1500 Н∙м

d= (T2 ∙103 /0,2[τ])1/3 = (1500∙103 /0,2∙20)1/3 = 72,1 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 71 мм

d1 = d1 + (4..5) мм = 75 мм

dп ≥ d2 + (4..5) мм = 80 мм

d2 = dп + 5 мм = 85 мм

d3 = d2 + 2 мм = 87 мм

d4 = d3 + (6..10) мм = 95 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L0 = (1,6..2) d = 142 мм

L1 = 20..25 мм = 25 мм

Lп ≈ 0,5 dп = 40 мм

L2 = 10..12 мм = 12 мм

L3 = b1 = 100 мм

L4 = L2 = 12 мм

Тогда:

L = 164 мм

а = 115 мм

Окружная сила

Ft = 2T2 ∙103 /d1 = 2∙1500∙103 /71 = 40000 Н

Осевое усилие

Fa = Ft ∙ tgβ = 40000 ∙ tg10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

Fr = Ft ∙ tgα / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н

Построение эпюр:


l

Rb A = 0,5∙ Fr + Fa ∙d1 /2L

Rb B = 0,5∙ Fr - Fa ∙d1 /2L

Rb A = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н

Rb B = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н

Проверка: Rb A + Rb B - Fr = 0

7419+7375 - 14794 = 0 Верно.

М1 = Rb A ∙ L/2

М = Rb B ∙ L/2

М1 = 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м

М = 7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м


RГ А = RГ В = 0,5∙Ft

М2 = Ft ∙ L/4

RГ А = RГ В = 0,5∙ 40000 = 20000 H

М2 = 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н

Проверка: RГ А + RГ В - Ft = 0

20000+20000 - 40000 = 0 Верно.


а


RAM = FM ∙(L+a)/L

RBM = FM ∙a/L

FM = 125 (T2 )1/3

FM = 125∙(1500)1/3 = 1430,9 Н

RAM = 1430,9∙(164+115)/164 = 2434,3 Н

RBM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н

Мм = FM ∙ а

Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н

Найдем общий момент:

MОБЩ = [(M1 )2 + (M2 )2 ]1/2 + 0,5∙Мм

MОБЩ = [(608,4)2 + (1640)2 ]1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н

Проверочный расчет ведомого вала .

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ1 = 270 НВ σв = 900н/мм2 , σг =750 н/мм2

Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2 , σг =540 н/мм2

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

nσ = σ-1 /(Kσ p ∙σa + ψσ ∙ σm ),

где σ-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1­ = 410 МПа

σa – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σa ≈ МОБЩ /0,1dп 3 = 1831,5/0,1∙803 =

= 35 МПа

σm – среднее значение номинального напряжения, σm = 0.

Kσ p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0

Тогда:

nσ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

nτ = τ-1 /(Kτ p ∙τa + ψτ ∙ τm ),

где τ -1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ -1­ = 240 МПа

τa – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τm – среднее значение номинальных напряжений, τa = τm = 1/2∙τ = 10,1

Kτ p – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3

ψτ = 0,1

Тогда:

nτ = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = nσ ∙ nτ /[ (nσ )2 + (nτ )2 ]1/2

n = 3,82∙9,9 /[3,822 + 9,92 ]1/2 = 3,56

Проверка соблюдения условия прочности:

nmin ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

3,56 ≥ 1,5

6.Выбор подшипников.

Так как у нас косозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальные подшипники, которые можно использовать при небольшой

(до 30%) свободной осевой нагрузке.

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №112

по ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала.

Основные характеристики подшипника средней серии:

Наружный диаметр:

D = 130 мм;

Ширина:

b = 31 мм;

Фаска:

r = 3,5 мм

Базовая динамическая грузоподъемность:

Сr = 92,3кН;

Базовая статическая грузоподъемность:

Соr = 48 кН;

Время работы:

LH = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

RA = [(RГ А )2 + (Rb А )2 ]1/2

RB = [(RГ B )2 + (Rb B )2 ]1/2

RA = [49092 + 333,442 ]1/2 = 4920,3 Н

RB = [49092 + 321,562 ]1/2 = 4919,5 Н

Значит, самая нагруженная опора А.

FA / Соr = 1771/48∙103 = 0,036 -e = 0,22;

Так как FA / RA = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 -X= 0,56; Y = 1,99

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

Fэкв = (X∙V∙FR + Y∙FA ) ∙ Kδ ∙KT ,где

X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X= 0,56

Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,99

V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.

Kδ – коэффициент безопасности. Kδ = 1,3

KT – температурный коэффициент. KT = 1.

Fэкв = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника LH :

LH = 106 ∙[Cr / Fэкв ]3 /60∙n1

n1 = nдв /Uрем = 1460/2,8 = 505 об/мин

LH = 106 ∙[92300/ 11709,7]3 /60∙505 = 16163,1 ч.

Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №216 по ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.

Основные характеристики подшипника легкой серии: Основные характеристики подшипника средней серии:

Наружный диаметр:

D = 140 мм;

Ширина:

b = 26 мм;

Фаска:

r = 3 мм

Базовая динамическая грузоподъемность:

Сr = 57,0 кН;

Базовая статическая грузоподъемность:

Соr = 45,4 кН;

Время работы:

LH = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

RA = [(RГ А )2 + (Rb А )2 ]1/2

RB = [(RГ B )2 + (Rb B )2 ]1/2

RA = [200002 + 74192 ]1/2 = 21332 Н

RB = [200002 + 73752 ]1/2 = 21316 Н

Значит, самая нагруженная опора А.

FA / Соr = 7219/45,4∙103 = 0,15 -e = 0,32;

Так как FA / RA = 7219/21322 = 0,36 > e = 0,32 -X= 0,56; Y = 1,31

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

Fэкв = (X∙V∙FR + Y∙FA ) ∙ Kδ ∙KT ,где

X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X= 0,56

Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,31

V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.

Kδ – коэффициент безопасности. Kδ = 1,3

KT – температурный коэффициент. KT = 1.

Fэкв = (0,56 ∙1,31 ∙ 14794 + 1,31 ∙7219) ∙1,3∙1 =26402 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника LH :

LH = 106 ∙[Cr / Fэкв ]3 /60∙n1

n2 = n1 /Uред = 505/5,6= 90 об/мин

LH = 106 ∙[57000/ 26402]3 /60∙90 = 16352,2 ч.

Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.


7.Выбор шпонки.

7.1 Быстроходный вал.

Проверяем прочность шпоночного соединения под ведомым шкивом ременной передачи d = 50 мм

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60

b = 16 мм – ширина шпонки

Lш = 45..180 мм.- рабочая длина

h = 10 мм – высота шпонки

t1 = 6 мм – глубина погружения в вал

t2 = 4,5 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем Lш = 60 мм

Проверим шпонку на смятие:

σсм = 2∙Т1 /(h– t1 )∙d∙Lш ≤ [σсм ] = 100 МПа

σсм = 2∙270∙103 /(10 – 6)∙50∙60 = 45 МПа <100 МПа

Проверяем прочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала

d = 87 мм.

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60

b = 25 мм – ширина шпонки

Lш = 70..280 мм.- рабочая длина

h = 14 мм – высота шпонки

t1 = 9 мм – глубина погружения в вал

t2 = 5,4 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем Lш = 70 мм

Проверим шпонку на смятие:

σсм = 2∙Т1 /(h– t1 )∙d∙Lш ≤ [σсм ] = 100 МПа

σсм = 2∙1500∙103 /(14 – 9)∙87∙70 = 98 МПа <100 МПа

Проверяем прочность шпоночного соединения под полумуфтой тихоходного вала d = 71 мм.

Берем шпонку призматическую:

Сталь 60

b = 20 мм – ширина шпонки

Lш = 50..220 мм.- рабочая длина

h = 12 мм – высота шпонки

t1 = 7,5 мм – глубина погружения в вал

t2 = 4,9 мм – высота выпирания шпонки.

Возьмем Lш = 100 мм

Проверим шпонку на смятие:

σсм = 2∙Т1 /(h– t1 )∙d∙Lш ≤ [σсм ] = 100 МПа

σсм = 2∙1500∙103 /(12 – 7,5)∙71∙100 = 93,8 МПа <100 МПа

Выбранные нами шпонки проверены на смятие. Все они удовлетворяют нас.

Результирующая таблица выбранных шпонок:

Шпонка b h L t 1 t2
Под колесом 25 14 70 9 5,4
Под муфтой 20 12 100 7,5 4,9
Под рем.пер. 16 10 60 6 4,5

12. Список литературы :

1. Чернилевский Д.В.

Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980 г.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.

Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 1985 г.

3. Иванов М.И.

Детали машин: Учеб. Для студентов высших технических учебных заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991 г.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:18:22 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
13:06:53 29 ноября 2015
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:21:09 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей

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(151204)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru