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: Расчёт для привода

Название: Расчёт для привода
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 13:26:41 24 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 27 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Задание №6

на проект по курсу «Детали машин» привод УИПА


I Кинематическая схема

II Исходные данные

Параметры Обозн. Вариант
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Скорость каната V, м/мин 15
Ширина барабана B, мм 280
Диаметр барабана D, мм 180
Номин. число условие на барабанах F, кн 18,0
Коэффициент перегрузки K 1,8
Долговечность Ц, ч 1800
Режим Работы

График нагрузки

Вариант Зона Поз Обозначение Наименование кол Прим
Документация
Сборочный чертеж
Сборочные единицы
х
1 Маслоуказатель 1
2 Крышка 1
3 Колесо червячное
Детали
4 Корпус 1
5 Крышка 1
6 Отдушина 1
7 Прокладка 1
8 Крышка 1
9 Пробка 1
10 Прокладка 1
11 Прокладка 1
12 Прокладка 2
13 Крышка 2
14 Вал 1
15 Кольцо 1
16 Колесо зубчатое 2
17 Стакан 1
18 Прокладка 1
Вариант Зона Поз Обозначение Наименование кол Прим
21 Колесо зубчатое 2
22 Крышка 2
23 Кольцо 2
24 Вал 1
Стандартные изделия
Болт ГОСТ Т808-Т0
30 М6х20 4
31 М12х30 24
32 М12х40 10
33 М16х140 6
Гайка ГОСТ S91S=10
34 МК-ГН 4
35 М16-ТН 6
36 Гайка М64х2 1
Гост 4811-88
Шайба ГОСТ 11311-88
37 12.02 40
38 Шайба 64 ГОСТ 118 Т2-80 1
39 Кольцо А40 ГОСТ 13942-80 1
40 Кольцо А160 ГОСТ 13943-80 2
41 Манжета ГОСТ 8152-19
1.1-55х80 1
42 1.1-90х125 2
43 Подшипник 208 1
44 Подшипник 21313 2
45 Подшипник 7212 2
46 Подшипник 2218 2
47 Шпонка 20х12х15 2
48 Кольцо А90 ГОСТ 13942-80 2
Вариант Зона Поз Обозначение Наименование кол Прим
Документация
Сборочный чертеж
Детали
1 Швеллер 12<=440 4
2 Швеллер 16<=500 2
3 Швеллер 16<=1390 2
4 Швеллер 16<=270 3
5 Лист б=8 360х190 1
6 Лист б=8 320х80 1
7 Лист б=8 380х170 2
8 Лист б=8 780х450 1

1. Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность на валу рабочего органа P=2Fe V/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления

Fe =Fmax -Ke , где Ke – коэффициент эквивалентной нагрузки

Fe =Kt ∙Ke =18∙0,82=14,76 kH

P=2∙14,76∙103 /60∙1000=5,9 кВт

КПД привода: n=n1 ∙n2 ∙n3 ∙n4 2 , где

n1 – КПД муфты=0,99

n2

n3 – КПД цилиндрической передачи=0,97

n4 – КПД пыра подшипников=0,99

n=0,99∙0,8∙0,97∙0,99=0,475

Mощность двигателя Pдв =P/n=5,9/0,475=7,9 кВт

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя Pдв =11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин-1

Передаточное число привода: и=пу /пвых

где: пвых =V/ПД=12/3,14∙0,28=13,64 мин-1

и=1455/13,64=105,7

Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и12

Передаточное число быстроходной передачи

Иб =и /ит =106,7/4=26,6

Принимаем и1 =4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя

Т1 =9550 ∙ Рчв /пчв =9550 ∙ 11/1455-72,2Нм

Моменты на последующих валах

Т21 ∙и1 ∙п1 ∙п2 ∙пи =72,2∙25∙0,99∙0,8∙0,99=14+4 Нм

Т32 ∙и2 ∙п3 ∙п4 =1415∙0,99∙4∙5434 Нм

Частота вращения валов

n2 = n1 / и1 =1455/25=58,2 мин-1

n3 = n2 / и2 =58,2/4=14,9 мин-1


2 Выбор материала червячной пары

2.1 Скорость скольжения в зоне контакта

По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР10 Ф

Механические свойства δ=275 мПа; δт=200 мПа

2.2 Допускаемые напряжения

Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту

N He2 =60∙ п2 lh Σkm1;3∙t =60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,83 ∙0,65+0,453 ∙0,15)=2.29∙107 поизгибу

NFe2=60∙ п2 ch: Σ4 m 19∙ t 1 =60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,89 ∙0,65+0,459 ∙15)=12∙107

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям изгиба

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям

Допускаемое контактное напряжение

δHP2 =0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP2 )max =4δT 2 =4∙200=800 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP2 )max =δFpH2 =0,8δr2 =0,8∙200=160 мПа

Допускаемое напряжение изгиба

δHP2 =0/6 δb2 ∙RFl=0,16∙275∙0,76=33,4 мПа

2.3 По таблице3.4 принимаем число винтов червяка

Z=2


3 Расчет червячной передачи

3.1 Число зубьев червячного валика

Z2 =Z1 ∙u=2∙25=50

3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка

д1 =0,25∙ Z2 =0,27∙50=12,5

Отношение среднего по времени момента к рабочему:

mp=Σk 1 m:t1 =0,2+0,8∙0,65∙0,45∙0,15=0,787

3.3 Коэффициент деформации червяка по табл. 3.5

Q=121

3.4 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

KHB =1+(Z2 /Q)3 (1-mp)=1+(50/121)3 ∙(1-0,787)=1,015

Коэффициент динамичности KH Х =1,1

3.5 Межосевое расстояние

Принимаем dw=200мн


3.6 Предварительное значение модуля:

m=2aw/g+Z2 =2∙200/12,5∙50>6,4 мм

Принимаем m=6.3

3.7 Коэффициент диаметра червяка

g=2aw/m-Z2 =2∙200/6,3-50=13,5

Принимаем g=12,5

3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:

x=2aw/m-Z2 +9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496

3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса

,

где Ev – приведенный модуль упругости=1,26

мПа<GHP =222мПа


3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP2 )max 2 =800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V2 =72 /cosγ=50/cos3 9,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

YF 2 =1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

KEP =KHP 2 1,015 KFV =KV=1.1

3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса

GFH2 =1500T2 ∙YT2 ∙KFP ∙Kkp ∙cosα/22 ∙g∙m3 =20,5<GFP2 =33,4 мПа

3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба

GFH2 =β=Gf2 =1,8∙20,5=36,9 мПа= GFH2 =160 мПа

4 Расчет геометрии червячной передачи

4.1 Длительные диаметры

d1 =mφ=6,3∙12,5=78,75 мм

d2 =mz2 =6,3∙50=315 мм

4.2 Диаметры вершин

da1 =d1 +2ha∙m=78,75+2∙6,3=91,35 мм

da2 =d2 +2(ha+x) ∙m=315+2∙(1+0,496) ∙6,3=333,8 мм

4.3 Наибольший диаметр червячного колеса

dam2 =da2 +bm/2+2=333,8+6,3∙6/2+4=343,25 мм

Принимаем da2 =344мм

4.4 Высота витка червяка

h1 =h∙m=2,2∙6,3=13,86 мм

4.5 Расчет диаметра впадин

dcp1 =da1 -2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

dcp2 =da2 -2(ha+C+x)m=315∙2(1+6,2+0,496) ∙6,3=311,6 мм

Принимаем da2 =343 мм


4.6 Длина нарезной части червяка

b0 =(12+0,1Z2 )m=(n+0,1∙50) ∙6,3=100,8 мм

для исследованного червяка: b1 >b1 0 +4m=100,8+4,63=126 мм

4.7 Ширина венца червячного колеса

b2 =0,75da1 =0,75∙91,35=68,5 мм

Принимаем b2 =63 мм

4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

K=0,5d1 =m=0,5∙78,75-6,3=33,075


5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи

5.1 Окружная скорость червяка

V1 =Пd11 /60∙103 =3,14∙78,75-1455/60∙103 =6 м/с

5.2 Скорость скольжения

VS =V/cosγ=6/cos9,09=6,08 м/с

5.3 По табл. 10 выбираем угол трения ρ∙ρ=1.15 коэффициент потерь в зацеплении

φ=1-tg8/tg(4+5)=1-tg9,04/tg19,09+1,15=20,14

5.4 Определить относительные потери в уплотн. по табл. 31:

φу=0,055

5.5 КПД червячной передачи

n=1- φ3 - φy =1-0,114-0,055=0,837

5.6 Поверхность теплопередачи редуктора

м3 с учетом цилиндрической передачи

S=2S =2∙1,3=2,6 м2


5.7 Температура масляной ванны:

tn =103 p1 (1-h)kt ∙S(1+ φ)+t0 =590 C,

где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н2 С,

φ – коэффициент теплоёмкости=0,3

5.8 По табл. 3.14 (1) назначаем степень точности передачи. Окружная сила на колесе осевом на червяке

Ft2 =Fa1 =2∙103 ∙T2 ∙d2 =2∙103 ∙1414/315=8978

5.9 Осевая сила на колесе, окружная на червяке

Fa2 =Ft1 =2∙103 T2

d1 Un=2∙103 ∙1414/78,75-25∙0,83=1728H

5.10 Радиальные силы


6 Выбор материала цилиндрической зубчатой передачи

По табл. 2.2 принимаем материал для изготовления зубчатых колец сталь 40х

Термообработка – улучшение механических свойств

для шестерки δв=900мПа G=750мПа 269…302НВ

для колеса δв=750мПа 235…262 НВ

при расчетах принимаем НВ1 =280, НВ2 =250

6.1 Допустимые напряжения

6.1.1 Допустимое конкретных напряжений

δHP =0,9∙Gnl :mb∙knl/Sn, где Gnl :mb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения

Gnl:mb=2HB+70

Gnl:mb1 =2HB1 +70=2∙280+70=630 мПа

Gnl:b2 =2∙250+70=570 мПа

KHL – коэффициент долговечности

,

где NHO – базовое число циклов перемены напряжений

NHO =30(НВ)2,4

NH O1 =30∙2802,4 =2,24∙107

NH O2 =30∙2502,4 =1,7∙107

NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений

(NHO =30(HB)2,4 )NHl =60∙nhkl∙ Σk m1 3 t.

Находим Σk m1 3 t=13 ∙0,2+0,83 ∙0,65+0,453 ∙0,15=0,546

NHE 1 =60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙107

NH Е2 =60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙107

Тогда KHL=1,

Sn – коэффициент безопасности = 1,1

GHP 1 =0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; GHP 2 =0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;

GHP =0,45 (GHP 1 +GHP 2 )=0,45(5152 +588)1,1 =496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G0 F ∙limo=KFl1 , где GFlimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G0 =limb=1,8HB

G0 =limbk =1,8∙280=504 мПа

G0 =limb2 =1,8∙250=1150 мПа

NF0 – базовое число циклов перемены направлений = 4∙106

KF L – коэффициент долговечности

NFE =60∙n∙h0 ∙Σk m:b t – эквивалентное число циклов

Σk m:b t=16 ∙0,2i +0,8=0,65∙0,456 ∙0,15=0,37

NFE 1 =60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙107

NFE 2 =60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙107

KHL=1;

GFP 1 =0,4∙504∙1=201 мПа

GFP 2 =0,4∙450∙1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

GF limH1 =4,8∙250=1200 мПа

GF limH2 =0,9(1344/1,75)=691 мПа

GF pH2 =0,9(1200/1,75)=675 мПа


7 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на валу шестерни Т12 /2=1414/2=707 мм

Частота вращения шестерни п1 =58,2мин-1

Придаточное число U=4

Угол наклона зубьев β=200

Относительная ширина зубчатого венца ψbd =0,7

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца Кпр =1,1; КFP =1,23

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи дн=0,002; дF=0,006

Коэффициент, учитывающий влияние вида разности молов д0 =61

Предельное значение округлённой динамической силы Wh max=4104 мм; WF max=4104 мин-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: KHh =1,06; Kkl =1,2

Коэффициент материала Zm =271H

Вспомогательный коэффициент K2 >430

7.1 Коэффициент относительной ширины

Ψba =2ΨbL /U+1=2∙0,7/4+1=0.28

Принимаем Ψba =0,25

7.2 Угол профиля

hf=arctg(tg2 /cosB)=arctg(tg200 /cos200 )=21,1730


7.3 Межосевое расстояние

мм

Принимаем dm =315 315 мм

7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ=1-β/140=0,857

7.5 Принимаем число зубьев шестерни

Z1 =22

7.6 Модуль зацепления

мм

Принимаем m=5мм

ZC =2aw∙cosβ/w=2∙315∙cos20/5=118,4

Принимаем ZC =118

Z1 =Z1 /U+1=118/U+1=23,6

Принимаем Z1 =24


7.7 Число зубьев колеса

Z2 =ZC -Z1 =118-24=94

7.8 Передаточное число

U=Z2 /Z1 =94/24=3,917

ΔU=Σ(4∙3,92)14y∙100%=2,08%<4%

7.9 Длинное межосевое расстояния

7.10 Угол зацепления

dtω=arcos(a/aw∙cosαt) ∙arccos(313,93/315∙cos21,173)=21,67

7.11 Значение

invαtω=tgdecos-αω=tg21,67-21,67/180π=0,01912

invαt=tgαt-dt=tg21,173-21,173/180π=0,01770

7.12 Коэффициент суммы смещения

7.13 Разбиваем значение коэффициента суммы смещения

α1 =0,126; α2 =0

7.14 Коэффициент уравнительного смещения

Δy=xΣ-y=0,216-0,213=0,003

7.15 Делительный диаметр

d1 =mt/cosβ1 =5,24/cos20=127,7мм

d2 =mt2 /cosβ1 =5,94/cos20=500,16мм

7.16 Диаметр вершины

da1 =d1 +2∙(1+x1 - Δy) ∙m=127,7+2∙(1+0,216∙0,003) ∙5=137,7 мм

da2 =d2 +2∙(1+x2 - Δy) ∙m=500,16+2∙(1+0,003 ∙0) ∙5=510,16 мм

7.17 Диаметр основной окружности

db1 =d1 ∙cos2t=127,7∙cos21,173=119,08 мм

7.18 Угол профиля зуба в точке на окружности

α a1 =arccos(dB1 /dA1 )=arccos(119,08/27,7)=30,140

α a2 =arccos(dB2 /dA2 )=arccos(466,4/510,16)=23,90

7.19 Коэффициент торцевого перекрытия

d2 =Z1 ∙tg2a1 +Z2 ∙tg2a2 (Z1 +Z2 )tg αzω/2π=24∙tg30,14+94∙tg23,9-(24+94)tg21,67/2π=1,575


7.20 Ширина зубчатого венца колеса

bw2 =xb2 ∙aw=0,25∙315=78,75 мм

7.21 Принимаем bw 2 =78мм

Осевой шаг

Pk =AH /sinB=π∙S/sin200 =45,928 мм

7.22 Коэффициент осевого перекрытия

7.23 Ширина зубчатого вала шестерни

bw1 = bw2 +5=78+5=83 мм

7.24 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

7.25 Начальные диаметры

dw1 =2aK1 /U+1=2∙315/3,917+1=128,14 мм

dw2 =dw1 ∙U=128,14∙3,92=501,86 мм


7.26 Исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную прочность

FHT =2∙103 T/dw1 =2∙103 ∙707/123,14=11035

При расчете на выносливость при изгибе

FKT =2∙103 T/d1 =2∙103 +707/127,7=11073,71H

7.27 Окружная скорость

V=Tdw1 ∙m/60∙103 =128,14∙58,2/60∙103 =0,39 м/с

7.28 Окружная динамическая сила

H/мм

7.29 Коэффициент динамической нагрузки

KHV =1+WH V∙bw2 ∙dw2 /2∙103 ∙T1 ∙K ∙KHP =1,003

KFV =1+WF V∙bw2 ∙d1 /2∙103 ∙T1 ∙K ∙KFB =1,006

7.30 Удельная окружная сила

WHT = FHT / bw2 ∙ K ∙ KFB ∙ KHV =11035/78∙1,06∙1,1∙1,003=164H/мм

WFT = FKB / bw2 ∙ K ∙ KFB ∙ KFV =11073/78∙1,2∙1,23∙1,006=211H/м2


7.31 Эквивалентное число зубьев

ZV 1 =Z1 /cos3 B=24/cos3 200 =28,9

ZV 2 =Z2 /cos3 B=94/cos3 200 =113,3

7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие

YE =3,6

7.33 Коэффициенты формы зуба

YF 1 =3,63; YF 2 =3,6

7.34 Направление изгиба

мПа

7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба

SF1 =GFP1 /GF1 =201/131=1,53

SF2 =GFP2 /GF2 =181/130=1,39

7.36 Основной угол наклона (изгиба) зуба

Bb=arcsin(sinβ∙cosα)=arcsin(sin200 ∙cos200 )=18,750

7.37 Коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей

7.38 Контактные напряжения

7.39 Коэффициент безопасности по контактному напряжению

SH1 =Gmax -GV ∙ √B=459∙√1,8=616 мПа<Gpmax =1792 мПа

7.40 Наибольшие контактные напряжения

GVmax =GV ∙√B =459∙√1,8=616 мПа< Gpmax

7.41 Наибольшие напряжения изгиба

GFm1 =GF1 B=B1 ∙1.8=236мПа<GFpn1 =691мПа

GFm 2 =GF2 B=B0 ∙1.8=234мПа<гGFpn 2 =617мПа

7.42 Силы действующие в зацеплении

а) окружная

Ft1 =Ft2 =2n/d=2∙707∙103 /127,7=11073H

б) радиальная

FZ1 =FZ2 =Ft∙tgα/cosβ=11073 tg200 /cos200 =4298H

в) осевая


Fa 1 =Fa 2 =Ft∙tgβ=11073∙tg200 =4030H


8 Компоновка редуктора

Последовательно определяем диаметры валов по формуле:

, где [Σ] – допускаемое нарушение кручений=15…30мПа

Принимаем d=30мм

Принимаем d2 =70мм

Принимаем d3 =100мм

Толщина спинки корпуса редуктора

V=0,025dw+3=0,025∙315+3=10,8 мм

Принимаем V=12мм

Диаметр болтов:

d1 =0,003wT+R=0,003-315+12=21,45 мм

Принимаем d1 =24 мм

d1 =16 мм, d3 =12 мм

Расчет входного вала:

Исходные данные:

Ft =1728H; F2 =3268H; F0 =8978H

d=78,75мм; T=72,2Hм

Момент возникающий

Мн =0,17=0,1∙72,2=7Нм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарные изгибающие моменты


Принимаем материал вала сталь 40х

Gg <900мПа; [G-l]=80мПа

Определим диаметры вала в сечении Д

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

Диаметр впадин червяка dt1 =44,78>392 мм


9 Расчет промежуточного вала

Исходные данные

Ft1 =11073H; Fy1 =4289H; Fa1 =4030H;d1 =127,2 мм

Ft2 =80,78H; Fy1 =3269H; Fa1 =1728H;d1 =315 мм

Т=707 мм

Определим опорные реакции изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость


Проверочный расчет вала на выносливость

Материал вала сталь 40х

ТВ =900мПа; Т1 =450мПа; Σ=250мПа; ψ0 =0,1. Сечение I-I

Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]

Ka =2,15:KT=2,05

Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]

Er =ra =0,6

Коэффициент состояния поверхности

KC r =Kr u =1,15

KCD =KE +KT -1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59

KζD =Kζ +KT r -1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=344

Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]

KAD =4,5; KJD =3,16

Окончательных принимаем: KED =451 KKD=3,44

Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W0 =89100 ммВ

Напряжение изгиба и кручения


Коэффициент запаса прочности


10 Расчет выходного вала

Исходные данные:

Ft =18000H; Ft=11073H; Ft=4289H

Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

Ra B =RB B =Ft1 =11073H

MC B =MDB =RA B ∙a=-4073-0,085=-941Hm

Горизонтальная плоскость

RB r =Ft∙Ft1 =18000-4282=13711H

MB r =-F2 ∙c=-18000∙0,16=2280Hm

MC r =-F2 ∙(c+a)+RB r ∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm

MC Hr =-Ft(c+a)+RA r ∙a+Fa1 ∙d/2=-18000∙0,245+13711∙0,085+4030∙500,16∙10-3 /2=-2237Hm

Суммарные изгибающие моменты

Принимаем материал вала сталь45

Ев=600мПа;[Т-1]=55мПа


Определяем диаметр вала в сечении

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

мм


11 Расчет подшипников входного вала

Радиальные нагрузки

Осевая сила Fa=8978Н

Расчет подшипников В

Принимаем предварительно подшипник 27313

С=89000; С0 =71400; l=0,753; Ч=0,796

Следовательно, работает только один pxg

Эквивалентная нагрузка

P=(xvF2 +ЧFa)∙Kb∙KT ,

где Кб – коэффициент безопасности, Кт – температурный коэффициент

Р=(0,4∙1∙2550∙0,796∙8978) ∙1,7∙1=10613Н

Расчет подшипников А

Эквивалентная нагрузка

P=VF2 ∙VS∙KT =1∙1304∙1,3∙1=16,05H

Требуемая динамическая грузоподъемность

Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н


12 Расчет подшипников промежуточного вала

Радиальные нагрузки

Осевая нагрузка Fa=1728Н

Предварительно принимаем подшипник 72R

C=72200H; C0 =58400H; l=0,35; Ч=1,71

Расчетная осевая нагрузка

Fa=0,83l1 FZ1v =0,83∙0,5∙14752=4285H

Fan =Fa1 – Fa=4285 – 1129=6013H

Эквивалентнаянагрузка

P1 =VF2T ∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H

PII =(xVF2 II+ЧFaII ) ∙Kb∙Kt=(0,4∙1∙16152∙1,71∙6013) ∙1,3∙1=21766H

Долговечность наиболее нагружаемого подшипника


13 Расчет подшипников выходного вала

Радикальные нагрузки

Эквивалентная нагрузка

P=VF2 ∙Kb∙R=1∙17623∙1,3∙1=22910H

Требуемая динамическая грузоподъёмность

Принимаем подшипник С=12100Н


14 Расчет шпонки выходного вала

Исходные данные:

d=95мм; b=0,5мм; h=14мм; t1 =9мм; l=110мм; T=2717мм

Рабочая длина шпонки

lp =l-b=110-25=85 мм

Напряжение на рабочих группах шпонки


15 Подбор смазки для редуктора

Сорт масла выбираем по окружной скорости колес по формуле

Δ=2T/DT =0,39 м/с

и по контактным напряжениям в зубе шестерни [I]=496 мПа

По таблице рекомендуемых сортов смазочных масел выбираем масло

U – F – A – 68 ГОСТ17-47 94-87

Объем масла, заливаемого в редуктор рассчитывается по формуле:

Uмаслабв ∙0,35=11∙0,35=3,15 л

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:19:05 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:21:41 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Расчёт для 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(151189)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru