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: Проектирование привода к конвейеру

Название: Проектирование привода к конвейеру
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 17:13:25 05 декабря 2010 Похожие работы
Просмотров: 193 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»


Введение

Рис. 1

Спроектировать привод к конвейеру по схеме (рис. 1). Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 p рад/c вращения этого вала.


1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий h привода

hобщ= 0,913

hобщ = hр*hп2*hз = 0,96*0,992*0,97 =0,913

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи

Требуемая мощность двигателя

Ртр=3,286 кВт

Ртр = Р3/hобщ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 – мощность на тихоходном валу

Выбираем эл. двигатель по П61.

Рдв = 4 кВт

4А132 8У3720 min-1

4А100S2У32880 min-1

4А100L4У31440 min-1

4А112МВ6У3955 min-1

4А132 8У3720 min-1

Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = 10,47

uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*p) = 10,47

nдв – число оборотов двигателя

n3 = 68,78 min-1

n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора

n3 = W3/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min-1

W3 – угловая скорость тихоходного вала

Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:

uрем = 2,094

uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094

Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал -вал двигателя:

n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c

T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м

T1 – момент вала двигателя

2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1

W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c

T2 = T1*uрем*hр = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1

W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c

T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м

ВАЛ n min-1 W рад/c T Н*м
1 720 75,6 43,666
2 343,84 36,1 87,779
3 68,78 7,22 455,67

2. Расчет ременной передачи

Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:

D1 = (115…135)

P1 –мощность двигателя; n1 –обороты двигателя

V = 8,478 м/с

D1 = 225 мм

D1 = 125*=221,39 мм по ГОСТу принимаем

Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V = p*D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с

При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 £ 20 м/с

Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:

D2 = uрем *D1*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

D2 = 450 мм

e -коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм

Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:

aрем= 1000 мм

(D1+D2) £ aрем £ 2,5(D1+D2)

675 £ aрем £ 1687,5

Находим угол обхвата ремня j:

j» 1800-((D2-D1)/ aрем)*600

j = 166,50

j» 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50

j = 166,50 т.к. j³ 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.

Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм

L = 2*aрем +(p/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000 = 3072,4 мм

Определяем частоту пробега ремня n:

n = 2,579 c-1

n = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1

n£ 4…5 c-1

Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

[GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*d/Dmind/Dmin = 0,03

[GF] = 1,058 Мпа

Cj -коэф. угла обхвата П12 : Cj = 0,965

CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752

Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1

Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9

GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b*d = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2

Ft = 2T1/D1Ft –окружная сила T1 –момент вала дв.

Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H

S = 390 мм2

Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину d =6,5 мм

B = 70 мм

По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2

Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:

F = 1164,27 H

F » 3Ft

F = 3*388,09 = 1164,27 H


3. Расчет редуктора

Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

Колесо (нормализация)Шестерня (улутшение)

НВ 180…220НВ 240..280

G= 420 МпаG= 600 Мпа

NHo = 107NHo = 1,5*107

G=110 МпаG=130 Мпа

Для реверсивной подачи

NFo = 4*106NFo = 4*106

Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ³ 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G= G*KHL = 420 МПаG= G*KFL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*KHL = 600 МПаG= G*KFL = 130 МПа

Определения параметров передачи:

Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

Yba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Yba = 0,4

Ybd = 0,5Yba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 KHb» 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw = 180 мм

aw ³ Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м


по ГОСТу aw = 180 мм

mn = 2,5 мм

Определяем нормальный модуль mn:

mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу

b = 150

Обозначаем угол наклона линии зуба b:

b = 8…200 принимаем b = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1:

Z1 = 23

Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z1 = 23

Z2 = 115

Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115

Находим точное значение угла b:

b = 160 35/

cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583

mt = 2,61 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм

Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерняколесо

d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 ммd2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм

da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 ммda2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм

df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 ммdf2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d1 = 60 ммd2 = 300 мм

da1 = 65 ммda2 = 305 мм

df1 = 53,75 ммdf2 = 293,75 мм


Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм

Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = ya*aw = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм

Vп = 1,08 м/с

Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности

Ft = 3,04*103 Н

3.11 Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н

Fa = 906,5 H

Осевая сила Fa:

Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H

Fr = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила Fr:

Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H

Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH » 1,7

ZH » 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3

ea = 1,64

ZM = 274*103 Па1/2по таб. П22

ea»[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64

Ze = 0,7

ZM = 274*103 Па1/2

Ze = == 0,78

eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9


по таб. П25KHb = 1,05

по таб. П24KHa = 1,05

KH = 1,11

по таб. П26KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV = 1,11

GH = 371,84 МПа

Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа

Определяем коэф.

по таб. П25KFa = 0,91

по таб. 10KFb = 1,1

KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03

KF = 1,031

Коэф. нагрузки:

KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z= 26,1

Z= 131

Z= Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1

Z= Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y»3,94 при Z= 26

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y» 3,77 при Z= 131

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

G/Y = 130/3,94 = 33 МПа

G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа

Yb = 0,884

Найдем значение коэф. Yb:

Yb = 1-b0/1400 = 0,884

Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G

4. Расчет валов

Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35

dВ1= 28 мм

4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм

d ³= 2,62*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм

d = 35 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

d = 44 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм

Тихоходный вал:

dВ2= 50 мм

d = 54 мм

d ³= 4,88*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм

d = 55 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм

d = 60 мм

принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм

d= 95 мм

Конструктивные размеры зубчатого колеса:

диаметр ступицы d» (1,5…1,7) d = 90…102 мм

lст = 75 мм

длина ступицы lcт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм

d0 = 7мм

толщина обода d0 » (2,5…4)mn = 6,25…10 мм

е = 18 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e » (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм

G-1 = 352 МПа

4.4 Проверка прочности валов:

Быстроходный вал: G-1 » 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 72,7 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 72,7 МПа

YB = 849,2 H

Определяем реакции опор в плоскости zOy :

YA = 305,4 H

YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H

YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H

XA = XB = 1520 H

Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H

Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = 15,27 Н*м

MA = MB = 0

M= 42,46 Н*м

M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

(MFrFa)max= 42,46 H*м

в плоскости xOz:

M= 76 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м

MFt = 76 H*м

Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м

Ми =87,06 Н*м

Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 5,71 МПа

Ми = = 87,06 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/pd= 5,71 МПа

Gэ111 = 8,11 МПа

tк = 16T2/(pd) = 16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа

Gэ111== 8,11 МПа

Тихоходный вал:

G-1 = 219,3 МПа

Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа

G-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 45,3 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 45,3 МПа

YB = 2022,74 H

Определяем реакции опор в плоскости yOz :

YA = -869,2 H

YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 2022,74 H

YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H

XA = XB = 1520 H

Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H

Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = -40,85 Н*м

MA = MB = 0

M= 95,07 Н*м

M= YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M= YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м

(MFrFa)max= 95,07 H*м

в плоскости xOz:

M= 71,44 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м

MFt = 71,44 H*м

Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м

Ми =118,92 Н*м

Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 7,28 МПа

Ми = = 118,92 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/pd= 7,28 МПа

Gэ111 = 28,83 МПа

tк = 16T3/(pd) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95 МПа

Gэ111== 28,83 МПа < 45,25 МПа

5. Расчет элементов корпуса редуктора

d = 9 мм

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса d» 0,025aw+1…5 мм = 4,5+1…5 мм

d1 = 8 мм

Толщина стенки крышки корпуса d1 » 0,02aw+1…5 мм = 3,6+1…5 мм

s =14 мм

Толщина верхнего пояса корпуса s » 1,5d = 13,5 мм

t = 20 мм

Толщина нижнего пояса корпуса t » (2…2,5)d = 18…22,5 мм

С = 8 мм

Толщина ребер жесткости корпуса C » 0,85d = 7,65 мм

dф = 18 мм

Диаметр фундаментных болтов dф » (1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм

К2 = 38 мм

Ширина нижнего пояса корпуса К2 ³ 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм

dk = 10 мм

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk » (0,5…0,6)dф

s1 = 12 мм

Толщина пояса крышки s1 » 1,5d1 = 12 мм

K = 30 мм

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K1 = 25 мм

K » 3dk = 3*10 = 30 мм

dkп=12 мм

Диаметр болтов для подшипников dkп » 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

d= d = 10 мм

dп » (0,7..1,4)d = 6,3…12,6 мм

Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

dkc = 8 мм

Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc = 6…10 мм

dпр = 18 мм

Диаметр резьбы пробки для слива масла

dпр ³ (1,6…2,2)d = 14,4…19,8 мм

y = 9 мм

5.16 Зазор y:

y » (0,5…1,5)d = 4,5…13,5 мм

y1 = 20 мм

5.17 Зазор y1:

y= 35 мм

y1 » (1,5…3)d = 13,5…27 мм

y= (3…4)d = 27…36 мм

Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l1 = 50 мм

l2 = 85 мм

l1 » (1,5…2)dB1 = 42…56 мм

l2 » (1,5…2)dB2 = 75…100 мм

Назначаем тип подшипников средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного d = d = 35 мм, D1 = 80 мм, T= 23 мм

d = d = 55 мм, D2 = 100 мм, T= 23 мм

X/ = X// = 20 мм

размер X » 2dп, принимаем X/ = X// = 2d= 2*10 = 20 мм

l= l= 35 мм

l= l = 12 мм

размер l= l» 1,5 T= 1,5*23 = 35,5 мм

l= l = 8…18 мм

l=15 мм

осевой размер глухой крышки подшипника

l» 8…25 мм

a2 = 47 мм

Тихоходный вал:

a2 » y+0,5lст= 9+0,5*75 = 46,5 мм

а1 = 50 мм

быстроходный вал

a1 » l+0,5b1 = 12+0,5*75 = 49,5 мм

ВР = 335 мм

Lp= 470 мм

НР = 388 мм

Габаритные размеры редуктора:

ширина ВР

ВР » l2+ l+2,5T+2y +lст+ l+l1 = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм

Длина Lp

Lp » 2(K1+d+y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм

Высота НР

НР »d1+y1+da2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм

6. Расчет шпоночных соединений

Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7

l = 45мм

lp = 37 мм

l = l1-3…10 мм = 45 мм

lp = l-b = 45-8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 100…150 МПа

Gсм » 4,4T2/(dlph) = 53,25 МПа < [Gсм]

Выбираем шпонку 8´7´45 по СТ-СЭВ-189-75

Тихоходный вал dB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 14´9

l = 80 мм

lp = 66 мм

l = l2-3…10 мм = 80 мм

lp = l-b = 80-14 = 66 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 60…90 МПа

Gсм » 4,4T3/(dВ2 lph) = 67,5 МПа

Выбираем шпонку 14´9´80 по СТ-СЭВ-189-75

Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 18´11

l = 70 мм

lp = 52 мм

l = lст-3…10 мм = 70 мм

lp = l-b = 70-18 = 52 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

Gсм » 4,4T3/(d2 lph) = 58,4 МПа < [Gсм]

Выбираем шпонку 18´11´70 по СТ-СЭВ-189-75

7. Расчет подшипников

Быстроходный вал

FrA = 1580,17 H

Fa = 906,5 H

FrB = 1741,13 H

FrA = = 1580,17 H

FrB = = 1741,13 H

Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В

Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100% = 52,06% > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники

Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H

По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки: т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88 H (расчетная)

Lh = 15*103 часов

Долговечность подшипника Lh:

Lh = (12…25)103 часов

V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45

Kб = 1,6 П46

Кт = 1 П47

При FaB/VFrB = 1324,88/1*1741,13 = 0,76 > e=0,319 по таб. П43 принимаем

X = 0,4

Y = 1,881

n = n2 = 343,84 min-1

a = 10/3

Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/a = 24,68 кН

По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии

d = 35 мм

D = 80 мм

Tmax = 23 мм

С = 47,2 кН

nпр > 3,15*103 min-1

Тихоходный вал

FrA = 1750,97 H

Fa = 906,5 H

FrB = 2530,19 H

FrA = = 1750,97 H

FrB = = 2530,19 H

Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В

Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники

Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H

По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то

FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2 H (расчетная)

При FaB/VFrB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем

X = 0,4

Y = 1,459

n3 = 59,814 min-1

a = 10/3

Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, a = 10/3

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/a = 13,19 кН

По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии

d = 55 мм

D = 100 мм

Tmax = 23 мм

С = 56,8 кН

nпр > 4*103 min-1

8. Выбор смазки

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну кратера, объем которой Vk=0,6Р3 =1,8 л. V = 1,08 м/с.

Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:41:30 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:13:22 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Проектирование привода к конвейеру

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(150913)
Комментарии (1842)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru