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:
Проектирование привода цепного элеватора с разработкой коничного редуктора

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

Цена:
10 руб



Подробное описание:

Содержание

1. Техническое задание ………………………………………………………2
2. Кинематическая схема привода с обозначением всех элементов …….. 3
3. Выбор электродвигателя ………………………………………………….4
4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по
ступеням ……………………………………………………………………5
5. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала привода ……………………………………………………..5
6. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений …………6
7. Проектный и проверочный расчет передачи ………………………......9
8. Подбор и расчет цепной передачи……………………………………….12
9. Определение диаметров всех валов ……………………………………..16
10. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость …………………………………………………...17
11. Выбор и проверка подшипников по динамической грузоподъемности19
12. Выбор и расчет шпоночных соединений ……………………………….22
13. Выбор смазочного материала и способа смазывания зацеплений и подшипников……………………………………………………………...22
14. Литература ………………………………………………………………..24
15. Приложения (спецификации) ……………………………………………25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


2. Кинематическая схема привода с обозначением всех элементов

 

 


- электродвигатель I – быстроходный вал
2 - муфта II – тихоходный вал
- редуктор III – приводной вал
4 - цепная передача
5 - барабан
6 - останов

 

 

 

 

 

3. Выбор электродвигателя

3.1 Общее КПД привода

где – общий КПД привода
– КПД муфты, ([1], стр.6);
– КПД конической передачи, =0,96…0,98=0,97 ([1], стр.6);
– КПД цепной передачи, =0,95([1], стр.6);
– КПД подшипников приводного вала, =0,99([1], стр.6);


3.2 Частота вращения вала электродвигателя
=,
где – частота вращения приводного вала, об/мин;
V – скорость ленты, V=2.4м/с;
D =400 - диаметр барабана, мм

n3== 115 об/мин

3.3 Мощность электродвигателя
Рэд'=,
где Рэд' – расчетное предварительное значение мощности электродвигателя, кВт;
Ft – окружная сила на барабане, Ft=1100 Н

Рэд'== 4.4кВт

Принимаем ([2], стр. 4) электродвигатель АИР132S6 мощностью кВт с частотой вращения мин –1, диаметр вала мм, длина выходного конца вала мм.

 

 


4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определяем общее передаточное число привода

Принимаем - передаточное число цепной передачи ([1], стр.6);


Принимаем

5. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала привода


№ вала
Р, кВт
n, мин -1
Т, Н·м
1
=
=5.41

=
=53.8
2
=
=5.25
==
=240
==
=208
3
=
==
=5.11

=
=424

 

 

 

 

 

 

 

6. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для шестерни и колеса

Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
Колесо

Шестерня

Сталь 40Х, улучшение, HВ=269…302, HВср2=285, nз2=1
σт2=750 МПа

Сталь 40Х, закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины (предполагаем m3 мм), HRC=45…50, HRCср1=47,5, nз1=1 σт1=750 МПа

Частота вращения вала колеса n2=240 об/мин.
Передаточное число U=4
Расчетный ресурс t∑=15000 часов.
Передача работает с режимом III.

1. Коэффициент приведения ([2], стр.17) для расчетов на

контактную выносливость
КНЕ2=0,18
КНЕ1=0,18
изгибную выносливость
КFЕ2=0,06
КFЕ1=0,04

2. Число циклов NG перемены напряжений ([2], стр.17), соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на

контактную выносливость
NHG2=20·106
NHG1=80·106
изгибную выносливость
NFG2=4·106
NFG1=4·106

3. Суммарное число циклов перемены напряжений
N∑2=60·tΣ·n2·nз2=60·15000·240·1=
=213,6·106
NΣ1=NΣ2·U·=213,6·106·4·1/1=
=1068·106

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений
Для расчета на
Колесо
Шестерня

контактную
выносливость
NHE2=KHE2·NΣ2=
=0,18·213,6·106=
=38,4·106 > NHG=20·106
NHE1=KHE1·NΣ1=
=0,18·1068·106=
=192.24·106>NHG=80·106


изгибную
выносливость
NFE2=KFE2·NΣ2=
=0,06·213.6·106=
=12.8·106>NFG=4·106
NFE1=KFE1·NΣ1=
=0,04·1068·106=
=42.7·106>NFG=4·106
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок

Контактная прочность
[σ]Нmax2=2,8σТ=2,8·750=2100 МПА
[σ]Hmax1=40HRCпов=40·47,5=1900 МПА

Изгибная прочность
[σ]Fmax2=2,74НВ2=2,74·285=780МПа
[σ]Fmax2=1430 МПа

где и - предельные допускаемые напряжения, МПа ([2], стр.21)

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость
[σ]Н=[σ0]Н·[σ]Hmax
[σ0]H=,
где - длительный предел контактной выносливости, МПа ([2], стр.21);
- коэффициент безопасности ([2], стр.21);
- допускаемое контактное напряжение, МПа ([2], стр.21)


[σ0]H2==
=581,5 МПа
[σ0]H1==
=839,5 МПа
[σ]Н2=[σ0]Н2·=
=581.5 МПа <[σ]Hmax2=2100 МПа
σ]Н1=[σ0]Н1·=
=839.5Мпа <[σ]Hmax1=1900 МПа

МПа
МПа
Принимаем


7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость
[σ0]F2==293 МПа
[σ0]F1==314 МПа
[σ]F2=[σ0]F2·=293 МПа<[σ]Fmax2=780 МПа
[σ]F1=[σ0]F1·=314 МПа<[σ]Fmax1=1430 МПа

где- длительный предел изгибной выносливости, МПа ([2], стр.21);
- коэффициент безопасности ([2], стр.21);
- допускаемое напряжение изгиба при неограниченном ресурсе передачи, МПа ([2], стр.21)

Коэффициенты нагрузки

При расчете на контактную выносливость:
При расчете на изгибную выносливость:
и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;
и - коэффициенты динамической нагрузки
HB=269…302 < HB 350 => зубья считаем прирабатывающимися

Коэффициенты концентрации нагрузки

 


Х=0.6

Выбираем: =1,9 и =1,67
=>
=>

Определяем окружную скорость:
,
где Сυ=1600 ([2], стр.27);
Ψа=0,4 - симметричное положение колес относительно опор и передача с повышенной твердостью рабочих поверхностей зубьев ([1], стр.15);
=1,87 м/с

 

=>
=>

 

7. Проектный расчет конической передачи.

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса:
, где
Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса
U’ – заданное передаточное число
КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость
[σ]Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Полученное значение de6 округляем до значения de6=230 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
De1=de2/U=230/4=57.5 мм.
Предварительное число зубьев шестерни Z1.
Z`1=22
Число зубьев колеса Z2.
Z’2=Z 1*U’=22*4= 88
Углы делительных конусов.
Колеса:

Шестерни:

Внешний окружной модуль:
me=de2/Z2=260/88=2.95 мм.
Внешнее конусное расстояние:
.
Рабочая ширина зубчатых колес:
b=b5=b6=Kbe*Re=0,285*136=36мм.
Коэффициент смещения инструмента:
Xe1=0.29 мм; Хе2= -0.29 мм.
Проверка зубьев колеса на изгибную выносливость.
А) зуб колеса:
, где
Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса
KF=1.13 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость
YF2=3.66 – коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)
Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv
Zv2=Z2/cosδ2=88/cos74=319
B2 – рабочая ширина колеса
mе – модуль
[σ]F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость
σF2=(3202*103*2,722*1,13*3,65*)/(89*5,83*600*0,85)=135,73<[σ]F2
Б) зуб шестерни:
σF1= σF2*YF1/ YF2<[σ]F1 , где
σF2 =135,73 МПа – напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость
YF1=3,65 и YF1=3,65– коэффициенты, учитывающие форму зуба
[σ]F1=293 МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость
σF1=135,73*3,65/3,66=135,73 МПа < [σ]F1.

Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности:
Шестерни: de1=me*Z1=2.95*22=64.9
Колеса: de2=me*Z2=2.95*88=259.6
Внешние диаметры вершин зубьев:
Шестерни:
dae1=de1+2(1+Xe1)*me*cosδ1 = 64.9+2(1+0,39)*2.95*0,963=72.8мм
Колеса:
dae2= de2+2(1+Xe2)*me*cosδ2 = 259.6+2(1-0,39)*2.95*0,271=260.6мм.
Средний модуль:


Силы действующие на валы зубчатых колес:
Окружная сила на среднем диаметре:
Ft=2T2*103/dm2=2*208*1000/0,857*259.6=2301 H
Радиальная сила на шестерне :
FR1= Ft*tgαn*cosδ1=2301*tg20o*0,962=806Н
Осевая сила на шестерне :
FA1= Fttgβ*sin δ1=2301* tg15.74*0,271=175Н
Осевая сила на колесе: FA2= -FR2=175 H
Радиальная сила на колесе: FR2= -FA2=806 H

 

 

 

 


8. Подбор и расчет цепной передачи

Исходные данные:

Т2=208 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки
n2=240 мин-1 – частота вращения вала ведущей звездочки
U=2 – передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи:

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

2. Предварительное значение шага для однорядной цепи:

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем для проверки две цепи:
ПР-19.05-3180* ; значение А=105.8мм2
ПР-25.4-5670* ; значение А=179.7мм2

3. Назначение основных параметров:

а) число зубьев ведущей звездочки

Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа:

; принимаем Z1 =25

б) межосевое расстояние

ПР-19,05-3180* ПР-25,4-5670*

а=40Р=40∙19,05=762мм а=40Р=40∙25,4=1016мм

в) наклон

Угол не задан, поэтому приближенно назначим в пределах

г) смазывание цепи

Т.к. n2 >100 мин-1, то принимаем непрерывное смазывание.

4. Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающего условия эксплуатации цепи КЭ

КЭ = Кд∙ КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1 ∙1,25=1,56

Где
Кд =1- коэффициент динамичности нагрузки при нагрузке без толчков и ударов;
КА=1- коэффициент межосевого расстояния при а=(30…50)Р;
КН=1 – коэффициент наклона линии центров при =;
Крег=1,25 – коэффициент регулировки натяжения цепи при передаче с нерегулируемым натяжением;
Ксм=1 – коэффициент смазывания при непрерывном смазывании цепи при помощи капельницы;
Креж =1,25 – коэффициент режима при работе привода в две смены;

Окружная сила, передаваемая цепью:

ПР-19,05-3180* ПР-25,4-5670*




Давление в шарнире однорядной цепи (mp=1):


=> подходит => не подходит

Следовательно, для дальнейших расчетов принимаем однорядную роликовую цепь 1ПР-19,05-3180*;

Ее параметры:
Р=19,05 - шаг цепи
- расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи
А =25,51 – расстояние между осями симметрии многорядных цепей
- диаметр ролика цепи
=18,2 – ширина пластины цепи

5. Число зубьев ведомой звездочки:

Z2 =Uц.п.∙Z1 =2 ∙25=50

6. Частота вращения ведомой звездочки:

 

7. Делительный диаметр ведущей звездочки:


8. Диаметр окружности выступов ведущей звездочки:


9. Делительный диаметр ведомой звездочки:

 

10. Диаметр окружности выступов ведомой звездочки:

 

11. Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший):


Принимаем
12. Диаметр обода ведомой звездочки (наибольший):


Принимаем

13. Ширина зуба звездочки:

 

14. Ширина зубчатого венца звездочки:

В = А + b1= 25,51 + 11,28 = 36,79 мм

15. Межосевое расстояние:

=40×Р=40×19,05=762 мм

16. Потребное число звеньев цепи:


Принимаем W’=118

17. Уточненное межосевое расстояние:


Полученное значение уменьшаем на:

= (0,002…0,004) = (0,002…0,004) 762,99=1,53…3,05мм.

Окончательное значение межосевого расстояния: а = - = 761 мм

18. Нагрузка на валы звездочек:


9. Определение диаметров валов


1. Диаметр быстроходного вала:

,
где – момент на быстроходном валу.
Принимаем .
– приблизительная высота буртика,
– коэффициент фаски подшипника,
– размер фаски

Принимаем
где - диаметр посадочной поверхности для подшипника;
- диаметр буртика для упора подшипника

2. Диаметр тихоходного вала:

Принимаем


Принимаем dn=60мм
Принимаем

 

 

 


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

Проведём расчёт выходного вала.
Действующие силы:
;
;
;

Найдем результирующий изгибающий момент, как

 

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.
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 40Х): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении ([1], стр.208); – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Определим отношение величин:
, ([1], стр.215),
где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Коэффициент влияния шероховатости ([1],стр.213); коэффициент влияния поверхностного упрочнения ([1], стр.214).
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 с двумя призматическими шпонками:

,
где - расчетный 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.


11. Выбор и проверка подшипников по динамической грузоподъёмности


1.Подбор подшипников для быстроходного вала.

Частота вращения вала об/мин; мм; требуемая долговечность ч. На опоры вала действуют силы по рисунку 1: ; для максимально нагруженной опоры.
Предварительно принимаем подшипники роликовые радиально-упорные однорядные (ГОСТ 8338-75) средней серии 7306. Для него имеем:
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность.
Найдём: – коэффициент безопасности ([1], стр.104); – температурный коэффициент ([1], стр.105); – коэффициент вращения ([1], стр.105).
Определяем эквивалентную нагрузку:. Коэффициент осевого нагружения ([1], стр.101). Проверим условие, что :>. Следовательно, значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .
Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .
Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для быстроходного вала принимаем подшипники роликовые радиально-упорные однорядные (ГОСТ 8338-75) средней серии. Основные размеры подшипника:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника.

2.Подбор подшипников для тихоходного вала.

Частота вращения вала об/мин; мм; требуемая долговечность ч. На опоры вала действуют силы по рисунку 3: ;.
Предварительно принимаем подшипники роликовые радиально-упорные однорядные (ГОСТ 8338-75) средней серии 7307. Для него имеем:
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность.
Найдём: – коэффициент безопасности ([1], стр.104); – температурный коэффициент ([1], стр.105); – коэффициент вращения ([1], стр.105).
Определяем эквивалентную нагрузку:. Коэффициент осевого нагружения ([1], стр.101). Проверим условие, что :>. Следовательно, значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .
Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .
Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для тихоходного вала принимаем подшипники роликовые радиально-упорные однорядные (ГОСТ 8338-75) средней серии. Основные размеры подшипника:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника.

3.Подбор подшипников для приводного вала.

Частота вращения вала об/мин; мм; требуемая долговечность ч. На наиболее нагруженную опору вала действуют силы: ;.
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные (ГОСТ 5720-75) средней серии 1309. Для него имеем:
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность.
Найдём: – коэффициент безопасности ([1], стр.104); – температурный коэффициент ([1], стр.105); – коэффициент вращения ([1], стр.105).
Определяем эквивалентную нагрузку. Коэффициент осевого нагружения . Следовательно, значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .
Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или .
Расчетная долговечность больше требуемой . Поэтому для приводного вала принимаем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные (ГОСТ 5720-75) средней серии 1309. Основные размеры подшипника:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника.


12. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с муфты на быстроходный вал.
Длина цилиндрического участка вала , .

Шпонка призматическая ([1], стр.369): . Длина шпонки , рабочая длина . Расчетные напряжения смятия:
,
что меньше при стальной ступице.

2. Шпоночное соединение для тихоходного вала.
- крутящий момент на валу.
Диаметр вала
Шпонка призматическая ([1], стр.369): . Определяем расчетную длину призматической шпонки:

Выбираем шпонку

13. Выбор смазочного материала и способа смазывания зацеплений и подшипников

Окружная скорость зубчатого колеса:

Система смазывания – картерная. Глубина погружения колеса в масляную ванну


Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса быстроходной ступени редуктора в масляную ванну:
,
здесь – диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.
Определим необходимый объём масла по формуле:
,
где – высота области заполнения маслом,
и – соответственно длина и ширина масляной ванны,
Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-88 ([1], стр.135). Примем для выходных концов валов редуктора манжетные уплотнения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. Шк., 1990. – 399 с., ил.
2. Буланже А.В. и др. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин» М.: МГТУ, 2005
3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.
4. Атлас конструкций узлов и деталей машин: учеб. пособие / Б.А.Байков и др.; Под ред. О.А.Ряховского. – М.:Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2005. – 384 с.: ил.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. М.: Машиностроение, 1980




Комментарий:

Курсовая работа отличная, чертежи - Компас, записка - Ворд


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы