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:
364141
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 (62791)
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 (21692)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8693)
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 (3462)
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 (20644)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Название: Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: курсовая работа Добавлен 19:02:36 23 сентября 2005 Похожие работы
Просмотров: 12634 Комментариев: 7 Оценило: 6 человек Средний балл: 2 Оценка: 2     Скачать

Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»

Содержание:

Введение (характеристика, назначение).

1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.

2. Расчет ременной передачи.

3. Расчет редуктора.

4. Расчет валов.

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

6. Расчет шпоночных соединений.

7. Расчет подшипников.

8. Выбор смазки.

9. Спецификация на редуктор.

Введение.

Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт иW3 = 2,3 p рад /c вращения этого вала.

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

1.1 Определяем общий h привода

h общ = 0,913

h общ = h р* h п 2 * h з = 0,96*0,992 *0,97 =0,913

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи

1.2 Требуемая мощность двигателя

Ртр = 3,286 кВт

Ртр = Р3 / h общ = 3 / 0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 – мощность на тихоходном валу

1.3 Выбираем эл. двигатель по П61.

Рдв = 4 кВт

4А132 8У3 720 min-1

4А100S2У3 2880 min-1

4А100L4У3 1440 min-1

4А112МВ6У3 955 min-1

4А132 8У3 720 min-1

1.4 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ :

u общ = 10,47

u общ = n дв /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

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

u рем = 2, 094

u рем = u общ / u з = 10,47/ 5 =2,094

1.6 Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал -вал двигателя:

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

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

T1 – момент вала двигателя

2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

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

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

T2 = T1 *u рем * h р = 43,666* 2,094 *0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

n3 = n2 /u з = 343,84 /5 = 68,78 min-1

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

T3 = Р тр /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.

2.1 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

2.2 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

2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:

D2 = u рем *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

2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:

a рем = 1000 мм

( D1 +D2 ) £ a рем £ 2,5(D1 +D2 )

675 £ a рем £ 1687,5

2.5 Находим угол обхвата ремня j:

j » 1800 -((D2 -D1 )/ a рем )*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.

2.6 Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм

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

2.7 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

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF ]:

[GF ] = GFo *C j *CV *Cp *C g = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

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

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

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

Ft = 2T1 /D1 Ft –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 идлину d =6,5 мм

B = 70 мм

По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2

2.10 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.

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

Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение)

НВ 180…220 НВ 240..280

G= 420 Мпа G= 600 Мпа

NHo = 107 NHo = 1,5*107

G=110 Мпа G=130 Мпа

Для реверсивной подачи

NFo = 4*106 NFo = 4*106

3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60t ч * 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 МПа G= G*KFL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*KHL = 600 МПа G= G*KFL = 130 МПа

3.3 Определения параметров передачи:

Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

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

Y bd = 0,5 Y ba *(u з +1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

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

aw = 180 мм

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

по ГОСТу aw = 180 мм

mn = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль mn :

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

b = 150

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:

b = 8…200 принимаем b = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1 :

Z1 = 23

Z1 = 2aw *cos b /[mn (u з +1 ) ] = 2*180*cos150 /[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z1 = 23

Z2 = 115

Тогда Z2 = u з *Z1 = 5*23 = 115

Находим точное значение угла b:

b = 160 35/

cos b = mn *Z1 (u з +1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583

mt = 2,61 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля mt :

mt = mn /cos b =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм

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

шестерняколесо

d1 = mt *Z1 = 2,61*23 = 60 мм d2 = mt *Z2 = 2,61*115 = 300 мм

da1 = d1 +2mn = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2 +2mn = 300+5 = 305 мм

df1 = d1 -2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2 -2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d1 = 60 мм d2 = 300 мм

da1 = 65 мм da2 = 305 мм

df1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1 +d2 )/2 = (60+300)/2 = 180 мм

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = y a *aw = 0,4*180 = 72 мм

принимаемb2 = 72 ммдля колеса,b1 = 75 мм

V п = 1,08 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи Vп :

V п = 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 = P тр /V п = 3286 / 1,08 = 3,04 *103 Н

Fa = 906,5 H

Осевая сила Fa :

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

Fr = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила Fr :

Fr = Ft *tg a /cos b = 3040*tg200 /cos160 36/ = 1154,59 H

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH » 1,7

ZH » 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3

e a = 1,64

ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22

e a » [1,88-3,2(1/Z1 +1/Z2 )]cos b = 1,64

Ze = 0,7
ZM = 274*103 Па1/2

Ze = == 0,78

e b = b2 *sin b /( p mn ) = 72*sin160 36/ /3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25 KH b = 1,05

по таб. П24KH a = 1,05

KH = 1,11

по таб. П26 KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KH b *KH a *KHV = 1,11

GH = 371,84 МПа

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

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

3.14 Определяем коэф.

по таб. П25 KF a = 0,91

по таб. 10 K F b = 1,1

K FV = 3KHV -2 = 3*1,01-2 = 1,03 K FV = 1,03

KF = 1,031

Коэф. нагрузки:

KF = KF a * K F b * K FV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z= 26,1
Z= 131

Z= Z1 /cos3 b = 23/0,9583 = 26,1

Z= Z2 /cos3 b = 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

Y b = 0,884

Найдем значение коэф. Yb :

Y b = 1- b 0 /1400 = 0,884

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

GF = YF *Y b *KF *Ft /(b2 mn ) = 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

d В1 = 28 мм

4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм

d ³ = 2,62*10-2 м принимаем по ГОСТу d В1 = 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

4.2 Тихоходный вал:

d В2 = 50 мм
d = 54 мм

d ³ = 4,88*10-2 м принимаем по ГОСТу d В2 = 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

4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:

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

l ст = 75 мм

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

d 0 = 7 мм

толщина обода d 0 » (2,5…4)mn = 6,25…10 мм

е = 1 8 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

4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ ]-1 при [n] = 2,2 K s = 2,2 и k ри = 1 :

[G И ]-1 = 72,7 МПа

[G И ]-1 = [G-1 /([n] K s )] k ри = 72,7 МПа

YB = 849,2 H

4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :

YA = 305,4 H

YB = Fr /2+Fa d1 /4a1 = 849,2 H

YA = Fr /2-Fa d1 /4a1 = 305,4 H

XA = XB = 1520 H

4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

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

4.6.3 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

4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м

Ми = 87,06 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

G и = 5,71 МПа

Ми = = 87,06 Н*м

Значит : G и = 32M и / p d= 5,71 МПа

G э111 = 8, 11 МПа

t к = 16 T2 /( p d) = 16*87,779/(3,14*0,053753 ) = 2,88 МПа

4.8 G э111 == 8,11 МПа

4.9 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

4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ ]-1 при [n] = 2,2 K s = 2,2 и k ри = 1 :

[G И ]-1 = 45,3 МПа

[G И ]-1 = [G-1 /([n] K s )] k ри = 45,3 МПа

YB = 2022,74 H

4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :

YA = -869,2 H

YB = Fr /2+Fa d2 /4a2 = 2022,74 H

YA = Fr /2-Fa d2 /4a2 = -869,2 H

XA = XB = 1520 H

4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

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

4.10.3 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

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

G и = 7,28 МПа

Ми = = 118,92 Н*м

Значит : G и = 32M и / p d= 7,28 МПа

G э111 = 28,83 МПа

t к = 16 T3 /( p d) = 16*318,47/(3,14*0,0553 ) = 13,95 МПа

4.12 G э111 == 28,83 МПа < 45,25 МПа

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

d = 9 мм

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

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

d 1 = 8 мм

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

s =14 мм

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

t = 20 мм

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

С = 8 мм

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

d ф = 18 мм

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

К2 = 38 мм

5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 ³ 2,1 d ф = 2,1*18 = 37,8 мм

dk = 10 мм

5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk » (0,5…0,6)d ф

s1 = 12 мм

5.9 Толщина пояса крышки s1 » 1,5 d 1 = 12 мм

K = 30 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K1 = 25 мм

K » 3dk = 3*10 = 30 мм

dk п =12 мм

5.11 Диаметр болтов для подшипников dk п » 0,75d ф = 0,75*18 = 13,5 мм

5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

d= d = 10 мм

d п » (0,7..1,4) d = 6,3…12,6 мм

5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

dkc = 8 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc = 6…10 мм

d пр = 1 8 мм

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

d пр ³ (1,6…2,2) d = 14,4…1 9,8 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

5.18 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

5.19 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 » 2d п , принимаем X / = X// = 2 d= 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

5.20 Тихоходный вал:

a2 » y+0,5l ст = 9 +0,5*75 = 4 6 ,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

5.21 Габаритные размеры редуктора:

ширина ВР

ВР » l2 + l+2,5T+2y +l ст + 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 » d 1 +y1 +da2 +y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм

6. Расчет шпоночных соединений.

6.1 Быстроходный валdB1 = 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7

l = 45 мм
lp = 37 мм

l = l1 -3…10 мм = 45 мм

lp = l-b = 45-8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм ]:

[G см ] = 100…150 МПа

G см » 4,4T2 /(dlp h) = 53,25 МПа < [G см ]

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

6.2 Тихоходный валdB2 = 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 ]:

[G см ] = 60…90 МПа

G см » 4,4T3 /(dВ2 lp h) = 67,5 МПа

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

6.3 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 ]:

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

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

7.Расчет подшипников

7.1 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

7.2 Выбираем тип подшипника т.к.

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

7.3 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

7.4 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

7.5 Долговечность подшипника Lh :

Lh = (12…25)103 часов

V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45

K б = 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

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

Стр = ( XVFrB +YFaB )K б K т (6*10-5 n2 Lh )1/ a = 24,68 кН

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии

d = 35 мм

D = 80 мм

Tmax = 23 мм

С = 47,2 кН

n пр > 3,15*103 min-1

7.8 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

7.9 Выбираем тип подшипника т.к.

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

7.10 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

7.11 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)

7.12 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

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

Стр = ( XVFrB +YFaB )K б K т (6*10-5 n3 Lh )1/ a = 13,19 кН

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии

d = 55 мм

D = 100 мм

Tmax = 23 мм

С = 56,8 кН

n пр > 4*103 min-1

8. Выбор смазки.

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk =0,6 Р3 =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:
Отличный у Вас сайт, очень помог! Сделай паузу, студент, вот повеселись: - У вас пары во сколько начинаются? - По-разному. Говорят, что есть такие, что в 8-30 начинаются... Но я на таких никогда не был. Кстати, анекдот взят с chatanekdotov.ru
Лопух11:27:06 09 июля 2017
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений21:31:54 18 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
16:07:08 24 ноября 2015
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
13:41:35 24 ноября 2015
в п-ду
03:16:06 09 декабря 2007

Смотреть все комментарии (7)
Работы, похожие на Курсовая работа: Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

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(177256)
Комментарии (2017)
Copyright © 2005-2017 BestReferat.ru bestreferat@gmail.com реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru