Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > детали машин
Название:
Привод к ленточному конвейеру. Одноступенчатый лилиндричный редуктор с внутреним зацеплением

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: детали машин

Цена:
7 руб



Подробное описание:

Содержание:
1)Содержание ……………………………………………………………...1
2)Выбор электродвигателя………………………………………………...2
3) Определение передаточных чисел привода…………………………...2
4) Определение мощности,крутящего момента и частоты
вращения каждого вала привода………………………………………......2
5) Проектный расчёт редуктора…………………………………………...3
6) Определение диаметров валов…………………………………………7
7) Расстояния между деталями передачи………………………………11
8)Расчет подшипников…………………………………………………..11
9)Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость………………………………….12
10)Проверка долговечности подшипников……………………15
11)Смазка зубчатых зацеплений и подшипников……………..17
12)Подбор муфты………………………………………………..18
13)Расчет шпоночного соединения…………………………………18
14)Список используемой литературы …………………………20

 

 

 

 

 

2. Выбор электродвигателя
Потребляемую мощность (Вт) привода определяем по формуле:
,
где -окружная сила на звёздочке(Н),
v-скорость цепи (м/с)

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

где - КПД цепной передачи,
- КПД редуктора,
- КПД муфты,

Определяем потребную мощность электродвигателя :

Определяем частоту вращения вала электродвигателя:

где - частота вращения приводного вала,
=3- передаточное число цепной передачи, принимаем по таблице ре-
=5- передаточное число редуктора комендуемых значений


По таблице подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)* и частотой вращения ротора n (об/мин), ближайшими к полученным и .
Выбираем двигатель АИР 112МВ8/709щностью Р=3кВт.

 

 

 

 

 

3. Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное число привода:


4.Определение мощности,крутящего момента и частоты
вращения каждого вала привода
Определение мощности
,
, мощности на соответству-
, ющем валу

Определение частоты вращения
,
, частоты вращения валов
,
Определение моментов
,
,
,

Результаты расчётов заносим в таблицу:
Вал
Мощность Р,кВт
Частота вращения n, об/мин
Крутящий момент Т, Нм
1
2,94
709
39,6
2
2,82
177,25
152
3
2,65
50,6
500

 

 

 

 

 

 

5.Проектный расчёт редуктора

Таблица 2.
Колесо Z2
Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение
НВ2=269…302
НВ2ср=285
σ T = 750 МПа
Сталь 40Х улучшение
НВ2=269…302
НВ2ср=285
σ T = 750 МПа
Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.
КНЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность
КFЕ – коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,18
КFЕ2=0,06
КНЕ1=0,18
КFЕ1=0,06
Число циклов перемены напряжений.
NG – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.
NHG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.
(определяем по рис. 4.3 [1])
NFG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)
NHG2=20*106
NFG2=4*106
NHG1=20*106
NFG1=4*106
Суммарное время работы передачи
t∑=15000 ч.
Суммарное число циклов нагружения.
N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*15000*177,25=159,5*106
t∑ - суммарное время работы передачи
n2 – частота вращения колеса
nз2 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот
N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =159,5*106*4=638*106
N∑2 – суммарное число циклов нагружения колеса
nз1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот
Эквивалентное число циклов перемены напряжения
А) контактная выносливость
NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,18*159.5*106=28,7*106
NНЕ1=КНЕ1*N∑1=
= 0,18*638*106=115*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:
NНЕ2=28,7*106>NHG2=20*106
Принимаем NHЕ=NHG2=20*106
NНЕ1=115*106>NHG1=20*106
Принимаем NHЕ1=NHG1=20*106
Б) изгибная выносливость
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*159.5*106=
=9.6*106
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*638*106=
=38,3*106
Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:
NFЕ2=9,6*10>NFG2=4*106

NFЕ1=38,3*106> NFG1=4*106
Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106
Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.
[σН]max и [σF]max - предельные допускаемые напряжения
σт – предел текучести материала
[σН]max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа
[σF]max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа
[σН]max1=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа
[σF]max1=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа
Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.
[σН]= [σ0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[σН]max ,где
[σ0]Н – длительный предел контактной выносливости
[σН] – допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе
[σН]max – предельное допускаемое контактное напряжение
[σ0]Н2=(2*НВср+70)/SH [σ0]Н1=(17*НRCпов)/SH
[σ0]Н2=(2*285+70)/1.1=582 МПа
SH2=1.1
[σ]Н2=582 Мпа
[σ0]Н1=(2*285+70)/1.1=582 МПа
SH1=1.1
[σ]Н1=582 Мпа
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений,а так как они равны,то:
[σ]Нрасч=582МПа.
Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.
[σ]F=[σ0]F*(4*106/ NFЕ) 1/9< [σ]Fmax, где
[σ0]F=σ0F/SF


σ0F – длительный предел контактной выносливости
SF – коэффициент безопасности
[σ]F – допускаемое контактное напряжение
[σ]Fmax – предельное допускаемое контактное напряжение
σ0F2=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа
SF2=1,75
[σ0]F2=σ0F2/SF2=513/1,75=293МПа
σ0F1=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа
SF1=1,75
[σ0]F1=σ0F1/SF1= 513/1,75=293МПа
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.
[σ]F2=(4*106/4*106)1/6*293=
=293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа
[σ]F1=(4*106/4*106)1/6*293=
=293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле, здесь – коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; – передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:
, где – частота вращения тихоходного вала, – крутящий момент на тихоходном валу, – передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где – передаточное число данной ступени редуктора; – допускаемое контактное напряжение; – крутящий момент на валу зубчатого колеса; – коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.
Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636–69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=80 мм.
Определяем рабочую ширину венца:. Ширина шестерни:.
Вычислим модуль передачи по формуле , где – изгибное напряжение на колесе; ,
Тогда
Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:
Z2=213
Найдём фактическое передаточное число передачи:
.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:
, где Т3 – крутящий момент на валу колеса; – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно
.


Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:
, Радиальная сила:
6.Определение диаметров валов

Рис.2
Быстроходный вал
Даметры различных участков вала определяем по следующим формулам:
;
Исходя из конструктивных особенностей редуктора принимаем d=25мм
Диаметр вала посадочных мест подшипников:

Принимаем
где t-высота буртика в мм
Диаметр основной части вала рассчитан:
,
Принимаем
где r-координата фаски подшипника.

Тихоходный вал
Диаметры участков вала определяем по следующим формулам:


принимаем d=32мм

Принимаем ;
Принимаем
Приводной вал
Диаметры участков вала определяем по следующим формулам:


принимаем d=40мм

Принимаем
; Принимаем

 

6. Расчет цепной передачи.

7.1. Исходные данные:
n2 = 177 об/мин, T2 = 152 Нм, U=3,5;
7.2.Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.
7.2.1.Предварительное значение шага для однорядной цепи

Ближайшие значения шагов по стандарту:

 

7.3.Назначение основных параметров.
7.3.1.Число зубьев ведущей звёздочки в зависимости от передаточного отношения.

из условия: ;делительный диаметр не должен превышать 410мм.
При
При
принимаем.
Далее расчёт будем вести для цепи с шагом
7.3.2.Межосевое расстояние.
Примем, что
7.3.3.Наклон передачи принимаем равным 30
7.3.4.Примем,что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.
7.4.Определение давления в шарнире.
7.4.1.Найдём значение коэффициента ;
-нагрузка с небольшими ударами;
-оптимальное межосевое расстояние;
-наклон передачи менее 60;
-передача с автоматической регулировкой натяжения цепи;
-смазывание цепи нерегулярное;
-работа в две смены;
.
7.4.2.Окружная сила, передаваемая цепью.

7.4.3.Давление в шарнире однорядной цепи.

Однорядная цепь не подходит.
7.4.4.Найдём давление в шарнире для двухрядной цепи при :

Для дальнейших расчётов принимаем цепь 2ПР-19,05-6360.Её параметры: Р=19,05мм,
Диаметр ролика d=12,7 мм, расстояние между внутренними пластинами ,
Ширина внутренней пластины h= 18,08 мм, расстояние между рядами ,
Наибольшая ширина звена b=68 мм.
7.5.Число зубьев ведомой звёздочки.

Принимаем
7.6.Частота вращения ведомой звёздочки.

7.7.Делительный диаметр ведущей и ведомой звёздочки.


7.8.Диаметр окружности выступов ведущей и ведомой звёздочки.


7.9.Диаметр ведущей и ведомой звёздочки.


Принимаем: ;
7.10.Ширина зуба звёздочки.

7.11.Ширина зубчатого венца звёздочки.

7.12.потребное число звеньев цепи.

Принимаем
7.13.Уточнённое межосевое расстояние.

Полученное значение а’ уменьшаем на .
Окончательное значение межосевого расстояния:

7.14.Нагрузка на валы звёздочек.


7.Расстояния между деталями передачи
Зазор между поверхностями вращающихся колёс и стенками корпуса
,
где L-наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передачи,мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка

Принимаем bo=40мм.

 

8.Расчет подшипников

8.1Выбор типа подшипников
Для опор цилиндрических прямозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.
Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.
В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.

 

 

9.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

9.1.Проведём расчёт тихоходного вала.
9.2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

Действующие силы: – окружная, – радиальная, – крутящий момент.
, , , .

 

 

10.3.Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
1. , . Отсюда находим, что .
2. - , . Получаем, что .
Выполним проверку: , , , . Следовательно вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
3. , , , получаем, что .
4. , , , отсюда .
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , – верно.
По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения: , .
Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где – расчётный коэффициент запаса прочности, и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.
Найдём результирующий изгибающий момент, как .
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. 10.2 лит. 3: – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3): , , где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.8 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.9 лит. 3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения .
Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала: , .
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: , где – расчётный диаметр вала.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .
Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: – условие выполняется.

 

10. Проверка долговечности подшипников.

10.1. Подшипники для входного вала.
Для червяка примем подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 50 мм, D = 130 мм, Т = 200.5 мм, e = 0.34,С = 49000 Н.

Из условия равновесия вала:
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr
от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 (по рекомендациям [4])
Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника
P1 = (VXFr1 + YFr2)KбKт , где
Kб = 1.3 – коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);
Kт = 1.0 – температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);
Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1 = (0.41898 + 0.9296)1.31.0 = 338,2 (H)
Ресурс подшипника:

m =3.33 – показатель кривой выносливости.

Lh тр = 9460.8 ч – требуемая долговечность.
Lh1 > Lh тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
11.2. Подшипники для выходного вала.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7212A легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 55 мм, D = 105 мм, Т = 27 мм, e = 0.287, С = 58170 Н.
Из условия равновесия вала:
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr
от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.86 (по рекомендациям [4])
Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника
P1 = (VXFr1 + YFr2)KбKт , где
Kб = 1.3 – коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);
Kт = 1.0 – температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);
Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1 = (0.411140.25 + 0.8632.11)1.31.0 = 628.81 (H)

Ресурс подшипника:
m =3.33 – показатель кривой выносливости.
Lh тр = 9460.8 ч – требуемая долговечность.
Lh1 > Lh тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников


Для смазывания передачи применена картерная система.
13.1 Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:
– для тихоходной ступени,
здесь – частота вращения вала тихоходной ступени, – диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;
– для быстроходной ступени,
здесь – частота вращения вала быстроходной ступени, – диаметр вершин витков червяка.
13.2 Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения червяка быстроходной ступени редуктора в масляную ванну: ,
здесь – диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.
13.3. Определим необходимый объём масла по формуле: ,
где – высота области заполнения маслом, и – соответственно длина и ширина масляной ванны.
13.4. Выберем марку масла по табл. 11.1 лит. 3 в соответствии с окружной скоростью колеса ступени: И-30А. Его кинематическая вязкость для червячных передач при температуре .
Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

 

 

 

12. Подбор муфты

14.1.Муфта центробежная без отжимных пружин фирмы "Пуль".
Эти муфты соединяют (или разъединяют) валы при достижении ведущим валом заданной угловой скорости. Служит для соединения со шкивом клиноремённой передачи.

 


13. Расчет шпоночного соединения.

В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения σсм, а в продольном сечении шпонки напряжение среза τ.
У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.
Рассчитаем шпоночное соединение наиболее нагруженного вала редуктора – тихоходного вала, где установлена шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78.
σсм=Ft/h*lp≤[ σсм], где
Ft=2T/db
[ σсм]=0.5στ=0.5*320=160 МПа.
Тогда σсм=4T/db*h*lp≤[ σсм], где
σсм - расчетное напряжение смятия
Т – крутящий момент
db- диаметр вала
lp – рабочая длина шпонки
h – высота шпонки
[ σсм] – допускаемое напряжение смятия
στ – предел текучести материала
σсм=4*712,8/55*10*45=0,12 МПа < [ σсм]=160 МПа
Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14.Список используемой литературы

1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»:Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.- 4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа,
1985-416 с.,ил.

2.Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»:
учебное пособие для студентов машиностроительных вузов.-Л.: Машиностроение,
Ленингр. отделение,1984-400с., ил.

3.Решетов Д.Н. «Детали машин»:Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение, 1989-496с.,ил.

 

 

 




Комментарий:

Курсовая работа защищалась, чертежи. записка. приложение присутствует!


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы