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: Энергетический и кинематический расчет привода

Название: Энергетический и кинематический расчет привода
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: курсовая работа Добавлен 14:33:30 12 марта 2009 Похожие работы
Просмотров: 259 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1.Выбор электродвигателя

1.2.Кинематический расчет привода

2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1.Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

3.2.Проектный расчет зубчатой передачи

3.3.Проверочный расчет зубчатых передач

4.КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

4.1.Конструирование валов

4.1.1. Ведущий вал

4.1.2. Ведомый вал

4.1.Конструирование зубчатого колеса

4.2.Расчет шпонок

4.2.1. Шпонка ведущего вала

4.2.2. Шпонка ведомого вала

4.3. Конструирование зубчатых колёс

4.4 Компоновка цилиндрического редуктора

5. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсовой работы является проектирование механического привода для закрепления теоретических знаний, полученных при изучении курса «Детали машин», а так же получение практического опыта в проведении расчетно-конструкционной работы.

Общий объем курсового проекта составляют расчетно-пояснительная записка, оформление которой должно соответствовать требованиям ЕСКД, предъявляемым к текстовым документам, и графическая часть. В графической части необходимо будет выполнить чертеж редуктора на формате А1 с соответствующими спецификациями, деталировочные чертежи деталей редуктора и компоновочный чертеж механического привода на формате А2.

В качестве задания, используется кинематическая схема ленточного транспортера, состоящего одноступенчатого цилиндрического редуктора, клиноременной передачи и, соответственно, соединительной муфты. В качестве источника энергии используется асинхронный электродвигатель.

В техническом задании на проектирование указаны: вариант схемы привода; срок службы привода; циклограмма режима нагружения с указанием значений ki и li -относительных величин нагрузок и продолжительности их действия; крутящий момент на барабане конвейера Тб, Нм; частота вращения барабана nБ , об /М иН ; и число полюсов электродвигателя.

Сведения, необходимые для курсового проектирования, в том числе и справочные данные, по возможности приведены в методической литературе.


1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. Выбор электродвигателя

По исходным данным берем следующие значения: n Б = 125 [об /М ин] – частота вращения барабана;

Тб = 140 [Нм] - крутящий момент на барабане конвейера;

(1.1)

Значение мощности двигателя можно определить из следующего выражения:


Подставив в эту формулу исходные данные, получим:

= 140* 125/9550 = 1,83[кВт]

Требуемая мощность электродвигателя:

h = h h р h ; (1.3)

h - КПД зубчатой передачи;

h р - КПД ременной передачи;

h - КПД поршневой пары.

Эти значения берутся из таблицы 1.1.

Ориентировочные значения величин КПД и передаточных чисел различных элементов привода


Таблица 1.1

Вид передачи

Передаточное число

КПД

Зубчатая цилиндрическая в закрытом корпусе

2ч6,3 max 8

0,96ч0,98

Зубчатая коническая в закрытом корпусе

2ч4 max 6,3

0,95ч0,97

Ременная

2ч4

0,94ч0,96

Цепная

2ч5 max 7

0,92ч0,95

Подшипники качения (пара)

---

0,99ч0,995

Выбрав из таблицы следующие значения: h = 0,95; h р = 0,98; h = 0,99, приступаем к вычислению суммарного КПД и мощности двигателя:

h = 0,95·0,98 ·0,99 =0,92;

Рэ =1,83/ 0,92 = 1,99 [кВт]

По таблице 1.2 выбираем асинхронный электродвигатель, с учетом того, что номинальная мощность Рэ ' ≥ 0,95 РЭ .

Таблица 1.2 Технические данные асинхронных двигателей 4А….УЗ

Тип двигателя

Диаметр

Вала d,

мм

Число полюсов/синхронная частота вращения, мин

2/3000

4/1500

6/1000

8/750

Рн, кВт

S,%

Рн, кВт

S,%

Рн, кВт

S,%

Рн, кВт

s,%

71В...

19

1,1

6,3

0,75

7,5

0,55

9,0

0,25

10,0

80А...

22

1,5

4,2

1,10

5,4

0,75

8,4

0,37

9,0

80В...

22

2,2

4,3

1,50

5,8

1,10

8,0

0,55

9,0

90L...

24

3,0

4,3

2,20

5,1

1,50

6,4

1,10

7,0

100S...

28

4,0

3,3

3,00

4,4

---

---

---

---

100L...

28

5,5

3,4

4,00

4,7

2,20

5,1

1,50

7,0

112М...

32

7,5

2,5

5,50

3,7

4,00

5,1

3,00

5,8

132S...

38

---

---

7,50

3,0

5,50

3,3

4,00

4,1

132М...

38

11,0

2,3

11,00

2,8

7,50

3,2

5,50

4,1

160S...

42(48)

15,0

2,1

15,00

2,3

11,00

2,7

7,50

2,5

160М...

42(48)

18,5

2,1

18,50

2,2

15,00

2,6

11,00

2,5

180S...

48(55)

22,0

2,0

22,00

2,0

---

---

---

---

180М...

48(55)

30,0

1,9

30,00

1,9

18,50

2,7

11,00

2,5


По данным таблицы 1.2, исходя из номинальной мощности, Р'э ≥1,89[кВт] подбираем двигатель, удовлетворяющий начальному условию (должен быть с четырьмя полюсами). Итак, выбранный нами двигатель: 4А90LУ3

Значения символов в условных обозначениях: цифра 4 указывает порядковый номер серии, буква А - род двигателя - асинхронный. Следующие за буквой А числа соответствуют высоте оси вращения, мм; буква L относится к установочным размерам по длине станины. Цифры 2, 4, 6 и 8 означают число полюсов. Последние два знака УЗ показывают, что двигатель предназначен для эксплуатации в зоне умеренного климата. S, % - величина скольжения. Скольжение составляет для данного двигателя S=5,1% .

1.2. Кинематический расчет привода

Определяем амплитудную частоту вращения электродвигателя:

пд = 1500 – 0,01·1500 = 1485

Затем определяем общее передаточное число привода:

(1.5)

и = 1485/125 = 11,9

Далее, учитывая что и = ир , где из - передаточное число зубчатой передачи, а ир - передаточное число ременной передачи; по данным таблицы 1.1 определяем оптимальные значения передаточных чисел зубчатой и ременной передачи. Выбираем из = 4, тогда: и p =и/из = 2,8 Следующим шагом будет определение частоты вращения валов зубчатого редуктора.

(1.6)

п, = 1485 /2,8 = 530,36

(1.7)

п2 =530,36/4 = 124,59 пБ

Результат был вычислен без погрешности, что говорит о верности проведения расчета.

Теперь определяем крутящие моменты.

Ведомый вал: Т2Б =140[Нм]

ведущий вал:

(1.8)

Крутящий момент на валу электродвигателя:



2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем максимальный расчетный крутящий момент на ведущем валу:

; (2.1)

Кд - коэффициент динамичности, который берем из таблицы 2.1, в зависимости от величины К max .

Креж ~ коэффициент сменности работы, приводимый в таблице 2.1 для предоставленного в задании числа смен работы.

В зависимости от TRmax , далее выберем требуемое сечение ремня.

Таблица 2.1

Значение коэффициентов для расчета ременной передачи

Коэффициент перегрузки

К max

Коэффициент

динамичности

нагрузки Кд

Коэффициент нагрузки

Cp

Число смен работы

Коэффициент

сменности работы в сутки Kреж

1,0-1,25

1,0

1,0

1

0

1,25-1,5

1,0-1,1

1,0-0,9

2

0,15

1,5-2,0

1,1-1,2

0,9 - 0,8

3

0,35

2,0-2,5

1,2-1,25

0,8 - 0,7

По данным таблицы и согласно заданному варианту циклограммы, определяем значения коэффициентов:

Кд =1,1;

Креж =0.15

Подставив значения полученных коэффициентов в формулу 2.1, вычислим: Т Rmax = [Нм]

По данным таблицы 2.1 выберем требуемое сечение и выпишем все его данные.

Таблица 2.2 Некоторые параметры ремней различных сечений (ГОСТ 12841-80)

Тип ремня

Обозначение

сечения

ремня

Расчетный

максимальный

момент TRmax ,

Нм

dmin ,мм

10 ,мм

Масса одного ремня

qm ,

Площадь

сечения

ремня Ао,

мм2 .

клиновой

нормального сечения

0

30

63

1320

0,060

47

А

15-60

90

1700

0,105

81

Б

45-150

125

2240

0,180

133

В

120-600

200

3750

0,300

230

Г

420 - 2400

315

6600

0,620

476

Согласно полученным данным выбираем ремень сечения A, имеющий следующие характеристики: dmin = 90[мм]; 10 = 1700[мм];

Назначим диаметр ведущего шкива d3 больше, чем dmin Возьмем: d3 = 100 [мм] - по таблице П.7, [1, стр. 68].

Определяем диаметр ведомого шкива d 4 :

d 4 = d 3 up -0,985; (2.2)

. d 4 = 100* 2,8*0.985 = 275,83[мм]

Согласовываем диаметр d 4 с ближайшим значением ряда R - 40:

d 4 = 280 [мм]


(2.3)

Определяем минимальное межосевое расстояние а min = d 4 = 280\мм\.

Требуемая минимальная длина ремня:

Выбираем рабочую длину ремня lp > lmin по таблице 2.2:

1р =1400 [мм].

Затем уточняем межосевое расстояние:

а = а min + 0,5(lp -lmin ): (2.4)

а = 280+0,5(1400-1186)=387[мм].

Определяем линейную скорость ремня:

Определим число пробегов ремня в секунду:

; (2.5)

Определяем угол охвата ведущего шкива:


;(2.6)

(2.7)

Определяем требуемое число ремней:

CL - коэффициент, учитывающий длину ремря;

где l 0 =1700[мм] - величина, взятая из таблицы 2.2.

- коэффициент, учитывающий угол охвата ведущего шкива;

Ср = 0,9- коэффициент нагрузки (таблица 2.1).

Ро - мощность, передаваемая одним ремнем, которая берется из таблицы П.7, [1, стр. 68],

в зависимости от диаметра шкива d 3 линейной скорости ремня v .

Ро = 950 [Вт];

С, = 0,9- коэффициент, учитывающий неравномерность натяжения ремней

z =3

Определяем полезную окружную передаваемую силу:

(2.8)

Oпределяем силу предварительного натяжения ремня:

(2.9)

Так как , то второе слагаемое можно не учитывать.

Определяем силу давления на валы:


3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1. Выбор материалов и допускаемых напряжений

Так как крутящий момент ведомого вала равняется Т2 =140[Нм], то целесообразнее всего цементация стали.

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь марки 25ХГТ. После термообработки, твердость шестерни составит около 610 НВ, а твердость колеса - около 570 НВ.

Допускаемые контактные напряжения:

; (3.1)

где: - базовый предел контактной выносливости;


При улучшении формула определения базового предела контактной выносливости примет вид (3.2):

SH - коэффициент запаса, принятый равным для цементации + закалки SH =1,2;

(3.3)

- коэффициент долговечности.

Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда NHE > NHG . В противном случае следует принять

где: NHG 1(2) - базовое число циклов предела контактной выносливости, определяемое по графикам, изображенным на рис. 3.

По графику определяем: NHG 1 =140*106

NHG 2 =130*106

NHE 1(2) - эквивалентное число циклов нагружения шестерни и колеса, рассчитываемое по формуле:

(3.4)

где: L = 16 тыс. ч. - срок службы, приведенный в задании;

kmax , ki , li - относительные величины нагрузок и относительная продолжительность


их действия, приведенные в задании на курсовое проектирование и циклограмме нагрузки:

Так как NHE 1 > NHG 1 , то


Так как NHE 2 > NHG 2 , то

Определим допускаемые напряжения изгиба:

базовый предел изгибной выносливости, равный для улучшения: (3.5)


Коэффициент запаса SF для цементации + закалки:

SF =1,5.

Коэффициент долговечности при закалке:

(3.6)

Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда NFE >- NFG . В противном случае следует принять =1.

NFG 1(2) - базовое число циклов. Примем NFG 1(2) = 4*106 .

(3.8)

Так как , то принимаем ;

(3.9)

Примем = 0,255 .

Тогда получим значение межосевого расстояния, округленное до стандартного:

(3.10)

Назначим модуль зацепления: mn =0.018* aw =1,3; Выберем стандартный модуль зацепления m=2.5 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(3.11)

где: может принять значение в диапазоне от 0,86 до 0,88. Примем: ' = 0,87;

Округлим до целого значения, получив при этом =97. Далее уточним значение угла наклона зубьев:

, откуда:.

Определим число зубьев шестерни:


(3.12)

Тогда:

Проверим верность расчета:

(3.13)


Выполнение условия (3.15) свидетельствует о верности расчета.

Основные параметры зубчатых колес


Минимальное число зубьев, которое можно нарезать без смещения:

Так как, нарезаем колеса без смещения.

Начальные (делительные) диаметры зубчатых колес:

Диаметры окружностей выступов:

(3.14)


Диаметры окружностей впадин:

Ширина колес должна удовлетворять условию , примем b = 20 (мм), что соответствует условию.

Линейная скорость:

(3.15)

По таблице П. 14 [1, стр. 73], выбираем точности изготовления колес, в зависимости от линейной скорости. Как видно, для их изготовления достаточна восьмая (средняя) степень точности.

Определяем силу в зацеплении


Окружные силы:

Радиальные силы:


Осевые силы:

- коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей


3.3. Проверочный расчет зубчатых передач

Определяем фактические контактные напряжения:

z„ = 1,76^0,973 =1,733;

Коэффициент, учитывающий перекрытие: Т

z i =

sa - коэффициент торцевого перекрытия, который равен:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: к = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П.16 [1, стр.74]: ^,=1,02.

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Далее определяем фактические напряжения изгиба для более слабых зубьев. Эквивалентное число зубьев прямозубых колес:

Теперь по рисунку 4.3 [1, стр. 21] определяем коэффициенты формы зубьев зубчатых колес YF ] ; YF 2 , в зависимости от значений zvl ;zv 2 . Итак, получили:

Ул (х = 0,006;г = 21)*4.15;

FF 2 (x = -0.006;z = 9l)*3,72.

Расчет фактического напряжения изгиба ведем для колеса, у которого отношение окажется меньше:

Как видно, расчет будем вести для шестерни: FY к к Y

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: kFp = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П. 16 [1, стр. 74]:

*,у =1,09.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Выполнение условий проверочного расчета зубчатой передачи свидетельствует о верности выполнения основного расчета.


4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

4.1. Конструирование ведущего вала

Выполним вал вместе с зубчатым колесом.

Определяем диаметр хвостовика вала из условий кручения:

rfM >(5,6 + 5,8)^; (4.1)

dhx = 5,6 ■ ^/233.82 = 34.5 [лш].

Примемdhl = 35 [лш].

Далее назначаем диаметр под уплотнение:

^,=4,+(2 + 5); (4.2)

dy ] =35 + 3 = 38[лш].

По данным таблицы П.41 [1, стр. 94] выбираем уплотнение: манжету резиновую армированную с размерами, мм: 38x58x10.

Теперь назначаем диаметр под подшипник dn ] , мм. Эта величина должна быть

больше d х и кратна 5 мм. Берем dnl = 40[лш].

По таблице П.20 [1, стр. 79] выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, легкой серии по принятому диаметру dn ] . Параметры выбранного подшипника сводим в таблицу 4.1:

Таблица 4.1 Шарикоподшипник радиально-упорный под ведущий вал

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

36208

d

D

В

С

Со

40

80

18

30

23,2

dH ] =dn ] +5 (4.2)

Диаметр упорного буртика:

'„,+5;

dhl = 40 + 5 = 45 [мм]. (4.3)

4.2. Конструирование ведомого вала

По крутящему моменту ведомого вала, по таблице П. 17 [1, стр. 75] так, чтобы выполнялось условие: Тм > 0,95Г2 . Исходя из 0,95Г2 =950^у 2 , выбираем муфту / м подГм = 1100 Д/ 2 ■ Характеристики муфты заносим в таблицу 4.2:

Таблица 4.2

Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424-75

т,

Нм2

Размеры, мм

d

D

D,

Do

D3

di

L

L,

L2

h

h

h

/

b

dn

dp

1100

60

220

208

170

35

120

286

140

85

42

45

32

22

6

18

M12

Соглашаем диаметр хвостовика вала db 2 с посадочным диаметром муфты d . dh 2 = d = 60[лш].

Далее назначаем диаметр под уплотнение:

dy 2 = dh 2 +{2*5); (4.3)

dy 2 = 60 + 3 = 63 [лш].

По данным таблицы П.41 [1, стр. 94] выбираем уплотнение: манжету резиновую армированную с размерами, мм: 63 х90х 10.

Теперь назначаем диаметр под подшипник dn 2 , мм. Эта величина должна быть больше d 2 и кратна 5 мм. Беремdn 2 = 65 [лш].

По таблице П.20 [1, стр. 79] выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, легкой серии по принятому диаметру dn 2 . Параметры выбранного подшипника сводим в таблицу 4.3:


Таблица 4.3 Шарикоподшипник радиально-упорный под ведущий вал

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

362013

d

D

В

С

Со

65 1200

23

57,9

51

После этого, диаметр под зубчатое колесо:

^=4,2+(4 + 6); (4.4)

</t =65 + 5 = 70;

Диаметр упорного буртика:

dB 2 = dk +(4 + 6); (4.5)

dE 2 =70 + 5 = 75[лш].

4.3. Конструирование зубчатого колеса

Так как толщина колес & = 40[лш]>-20[лш], то выбираем кованые колеса с вырезом.

Далее произведем расчет параметров зубчатых колес. Расстояние до шпоночного паза шестерни:

Диаметр ступицы:

^m 2 =1 M2 ; (4-6)

<и2 =1,6-70 = 112[лш]

Длина ступицы:

lcm ={\ + \,5) dk > b ; (4.7)

lcm =1,26-10 = Щмм\;

Толщина обода:

S 4,5 m ; (4.8)

S = 2,5-2.5 = 6.25[мм].

Толщина диска:

С = (0,2 + 0,3)Ь; (4.9)

С = 0,4-40 = 1б[лш].

Фаска:

/ = (0,5-5-0,7)/и; (4.10)

/ = 0.8-2.5 = 2 [лш].

Угол фаски выбираем аф =45°, радиус скруглений берем г = 10 мм. Диаметры отверстий в ступицах были определены исходя из прочности валов, и соответствуют диаметрам их хвостовиков. Они равняются: dh ] = 35 мм, dh 2 = 60мм для шестерни и колеса соответственно.

4.4. Расчет шпонок

4.4.1. Шпонка ведущего вала.

Шпонка ведущего вала располагается на его хвостовике. В зависимости от диаметра хвостовика dh ] , выбираем габариты шпонки bxh , мм по таблице П. 18

[1, стр. 77]: 10x8. Глубина паза вала /, =5 мм, а ступицы - t 2 =Ъ.Ъмм. Определяем расчетную длину шпонки из условия сжатия: 20007;

(4.11)

а

d b \

где:

сг 1 = 80 -П 50 [МЯа] - допускаемые напряжения смятия;

^ 2000-233.82 г 1

/„, >------- = 26.7\мм\.

"' 35-150-(8-5) L J

Общая длина шпонки:

1>1р +Ь- (4.12)

/>26.7 + 10 = 36,7[лш].

Стандартную длину шпонки выбирают из ряда по таблице П. 18, [1, стр. 77]: / = 40[лш].


4.4.2. Шпонка ведомого вала.

Шпонка ведомого вала располагается на его хвостовике. В зависимости от диаметра колеса dk , выбираем габариты шпонки Ъ х h , мм по таблице П. 18

[1, стр. 77]: 20x12 . Глубина паза вала /, = 7.5 мм, а ступицы - t 2 = 4.9мм. Определяем расчетную длину шпонки из условия сжатия:

2000-1000 „„„„г ,

/_, > -. ------- г = 42.33\мм\.

рХ 70-150-(12-7.5) L J

Общая длина шпонки: /> 42.33 + 20 = 62.33 [мм].

Стандартную длину шпонки выбирают из ряда по таблице П. 18, [1, стр. 77]: / = 63[жм].

Эскизная компоновка редуктора

Компоновка редуктора выполняется на листе формата А2 в масштабе 1:1. При этой компоновке требуется уточнить некоторые габаритные размеры. Определяем минимальную толщину стенки корпуса:

Ј = 1,8^>8[лш]; (4.14)

Ј = 1,83/1000 =10.12 [лш].

Примем окончательно Ј = 11 мм.

Толщина крышки корпуса:

Ј,=(0,9н-1,0)Ј>8[лш]. (4.15)

Примем 8{ = 8 = 10 мм.

Зазоры между стенками корпуса и торцами шестерни:

А = (0,8-г-1,0)Ј >б[лш]; (4.16)

Примем А = 8 = 10 лш.

Расстояние от оси зубчатого колеса до стенки корпуса:

Д,=0,5<2 +Д; (4.17)

Л,=0,5-208.6 + 10 = 114.3[лш].

Расстояние от оси шестерни до стенки корпуса:

A 2 =0,5 dal +28; (4.18)

Д2 =0,5-51.39 + 2-11 = 48[иш].

Диаметры болтов крепления фланцев и крышки редуктора:

с1Б ^1,25-ф\>%[лш]; (4.19)

dE > 1,25-^1000= 12.5[лш].

Выбираем болты йБ =12.5 мм.

Назначаем ширину фланца хх »2,2 dh =27.5 мм. На расстоянии х2 =5 ло< от внутренней стенки корпуса симметрично относительно осей колес устраиваем выбранные подшипники качения, габариты которых были определенны нами выше. На расстоянии х3 = 15 мм от внешнего торца располагают хвостовики валов, диаметры которых известны, а длины определим следующим образом: lxl = B = { Z - l ) e + 2 f ;

lxi =55[лш]

1х2 =\\5[мм].


СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Иванов В.Н. Детали машин. -М: Высшая школа, 1984.

2. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для техникумов. С.А. Чернавский и др. - М.: Машиностроение, 1979.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:14:06 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:31:33 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Энергетический и кинематический расчет 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(150538)
Комментарии (1836)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru