Дипломная работа

от 20 дней
от 9999 рублей

Заказать

Курсовая работа

от 10 дней
от 1999 рублей

Заказать

Реферат

от 3 дней
от 699 рублей

Заказать

Контрольная работа

от 3 дней
от 99 рублей
за задачу

Заказать

Диссертация

Сроки и стоимость индивидуальные

Заказать

Главная - Теоретическая механика - Расчёт редуктора транспортёра энергоузла

Расчёт редуктора транспортёра энергоузла Теоретическая механика. Курсовая

  • Тема: Расчёт редуктора транспортёра энергоузла
  • Автор: Юлия
  • Тип работы: Курсовая
  • Предмет: Теоретическая механика
  • Страниц: 36
  • Год сдачи: 2008
  • ВУЗ, город: Московский институт энергобезопасности и энергосбереженния
  • Цена(руб.): 1500 рублей

Заказать персональную работу

Выдержка

4.5 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

4.5.1 Выбор материала для изготовления вала.
Необходимые данные для расчёта вала принимаем по [1, табл. 8] и по табл. 2, 4:
вращающий момент на тихоходном вале T2 = 200 Нм;
ширина венца зубчатого колеса b2 = 45 мм;
делительный диаметр зубчатого коеса d2 = 224 мм;
окружная сила на колесе Ft = 1786 Н;
радиальная сила Fr = 650 H;
осевая сила Fa = 0 H;
сила давления цепной передачи на вал (направлена под углом θ = 38º к горизонту)
Fц = 2T2/dзв = 2∙200/0,14 = 2857 H,
где dзв диаметр звездочки цепной передачи, dзв = 0,14 м.
Для изготовления вала, в соответствии с рекомендациями, выбираем сталь 45, механи-ческие свойства которой после термообработки приведены в [1, табл. 18]:

σB = 900 МПа;
σT = 650 МПа;
σ-1 = 380 МПа;
τ-1 = 230 МПа.

Учитывая, что выходной конец вала помимо кручения испытывает изгиб от натяжения цепи, принимаем [τ]К = 20 МПа.

4.5.2 Проектный расчёт вала.
Выполняем проектный расчёт вала на кручение для ориентировочного определения диаметра выходного конца вала

мм.

Уточняем диаметр вала по стандартному ряду размеров ГОСТ 6636-69. Выбираем ряд Ra20, [1, приложение 2]. Учитывая, что диаметр вала в месте посадки подшипников будем увеличивать на 35 мм, принимаем расчетный диаметр вала под ступицу звездочки равным ближайшему стандартному значению из ряда Ra20.

dвал = 36 мм.

4.5.3 Эскизная разработка конструкции вала.
Разрабатывают конструкцию вала и по эскизу оценивают его размеры.
Диаметр в месте посадки подшипников
dпод = dвал + (35) = 36 + 4 = 40 мм.
Диаметр в месте посадки колеса увеличиваем на 5 мм, чтобы колесо прошло свободно через посадочное место подшипника
dкол = dпод + 5 = 40 + 5 = 45 мм.
Радиусы галтелей принимаем
r = 1,5 мм.
Конструктивно, учитывая размеры возможного подшипника и ширины зубчатого колеса, назначаем длины l1, l2, l3 (рис. 4).

Содержание

4.4.2 Определение параметров зацепления.
Выбираем симметричное расположение колёс, как рациональное [1, рис. 3, ст. 23].
Для симметричного расположения колёс относительно опор, принимаем коэффициент нагрузки КН = 1,1.
Принимаем коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию, для симметри-чного расположенного прямозубого колеса ψba = 0,315.
Определяем минимальное межосевое расстояние аω из условия контактной прочности, для прямозубой передачи:

,

где С вспомагательный коэффициент, для прямозубой передачи С = 310;
Т2 вращательный момент на тихоходном валу, Т2 = ТТ = 200 Н∙м = 200∙103 Н∙мм.
Подставив значения, получим

мм

Из рядов стандартных значений по ГОСТ 2185-66 принимаем для прямозубой передачи
[1, табл. 9, ст. 23]
аω = 140 мм.
Определяем нормальный модуль для внешнего зацепления для прямозубой передачи:
mn = (0,010,02)аw, = 0,014∙140 = 1,96 мм.
Расчетное значение модуля округляют до стандартного mn из рядов по ГОСТ 9563- 68,
[1, табл. 10], для прямозубой передачи:
mn = 2 мм
Определяем общее число зубьев шестерни и колеса:
.
Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:
z2 = zc z1 = 140 − 28 = 112.
Уточняют передаточное число для прямозубой передачи:
.
Расхождение с исходным значением:
% < 3%
Условие выполнено.
4.4.3 Определение основных геометрических размеров прямозубой передачи.


Рис. 2 Геометрические параметры цилиндрической
зубчатой прямозубой передачи.

Основные геометрические размеры передачи определяем в мм с точностью до 3-го знака.
Диаметры делительных окружностей:
d1 = mn z1 = 2∙28 = 56 мм;
d2 = mn z2 = 2∙112 = 224 мм.
Межосевое расстояние:
aω = (d 1+ d2)/ 2 = (56 + 224)/2 = 140 мм.
Диаметры окружностей выступов:
da1 = d1 + 2mn = 56 + 2∙2 = 60 мм;
da2 = d2 + 2mn = 224 + 2∙2 = 228 мм
Диаметры окружностей впадин:
df1 = d1− 2,5 mn = 56 − 2,5∙2 = 51 мм;
df2= d2 − 2,5 mn = 224 − 2,5∙2 = 219 мм.
Ширина зубчатых колес:
b2 = ψba ∙aω = 0,315∙140 = 44,1 мм, принимаем b2 = 45 мм.
b1 = b2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм.
Проверяем условие, для пямозубой передачи
b2 = 45 мм < d1 = 56 мм.
Условие выполняеться.
Определяем коэффициент ширины прямозубой шестерни относительно диаметра:
ψbd = b1/d1 = 50/56 = 0,89.
4.4.4 Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям.
Определяем окружную скорость прямозубой передачи:
V = ω1∙d1/2 = 46,09∙56∙10−3/2 = 1,29 м/с.
Назначаем степень точности изготовления колес.
При окружной скорости передачи V < 1,5 м/с для прямозубых колес по [2, табл. 2.5, ст. 18] принимаем степень точности по ГОСТ 1643-81 9-тую.
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KHα = 1,16 [1, табл. 11].
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, для симметричного расположения колес принимем KHβ = 1,03 [1, табл. 12].
Динамический коэффициент, для прямозубой передачи KHV = 1,05 [1, табл. 13].
Уточняем коэффициент нагрузки:
K'H = KH α ⋅ KH β ⋅ KHV = 1,16∙1,03∙1,05 = 1,25
Проверяют условие прочности зубьев по контактным напряжениям:

;

Недогрузка составляет:
< 10%,
что укладывается в допуск.
Прочность зубьев по контактным напряжениям для прямозубых передач обеспечена.

4.4.5 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.
Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба YF1 и YF2 по [1, табл. 14].
для z1 = 28, YF1 = 3,84, [σ]F1 = 270 МПа;
для z2 = 112, YF2 = 3,6, [σ]F2 = 245 МПа.
Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:
[σ]F1 / YF1 = 270/3,84 = 70,3 МПа;
[σ]F2 / YF2 = 245/3,6 = 68,06 МПа.

Дальнейшие расчёты ведутся по минимальному значению т.е. для колеса:
[σ]F2 / YF2 = 68,06 МПа.
Определяем коэффициент нагрузки при изгибе:
K'F = KFα ⋅ KFβ ⋅ KFV = 1,0∙1,063∙1,14 = 1,212,
где KFα коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес KFα = 1,0;
KFβ коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, по [1, табл. 15], KFβ = 1,063.
KFV коэффициент динамичности, по [2, табл. 2.9, ст. 22] KFV = 1,14.
Проверяем условие прочности зубьев на изгиб:


Условие прочности зубьев на изгиб для прямозубой передачи обеспечено.
4.4.6 Определение сил, действующих в зацеплении.



Рис. 3 Силы действущие в зацеплении прямозубой передачи

Определяем окружные силы в прямозубой передаче, (рис. 3):
Ft1 = Ft2 = 2T2/d2 = 2∙200∙103/224 = 1786 Н.
Радиальные силы:
Fr1 = Fr2 = Ft2⋅tgα = 1786∙0,364 = 650 Н,
где α угол зацепления, α = 20о;
Силы нормального давления:
Fn1 = Fn2 = Ft2 /cosα = 1786∙0,94 = 1900 Н.
Составляем сводную таблицу параметров передачи, табл. 4.

Таблица 4
Параметры зацепления
№ п/п Параметр Обозначение Прямозубая
передача
1 Коэффициент ширины колеса ψba 0,315
2 Межосевое расстояние aω, мм 140
3 Модуль зацепления mn, мм 2
4 Суммарное число зубьев zс 140
5 Число зубьев шестерни z1 28
6 Число зубьев колеса z2 112
7 Угол наклона зубьев β, град. 0
8 Уточненное передаточное число u' 4
9 Расхождение с исходным значением Δu, % 0
10 Диаметр делительной окружности шестерни d1, мм 56
11 Диаметр делительной окружности колеса d2, мм 224
12 Диаметр окружности выступов шестерни da1, мм 60
13 Диаметр окружности выступов колеса da2, мм 228
14 Диаметр окружности впадин шестерни df1, мм 51
15 Диаметр окружности впадин колеса df2, мм 219
16 Ширина шестерни b1, мм 50
17 Ширина колеса b2, мм 45
18
18 Коэффициент ширины шестерни ψbd 0,89
19 Окружная скорость V, м/с 1,29
20 Степень точности 9
21 Контактные напряжения σН, МПа 461
22 Недогрузка ΔσН, % -1,3
23 Напряжение изгиба σF, МПА 87
Силы в зацеплении
24 Окружная сила Ft, Н 1786
25 Радиальная сила Fr, Н 650
26 Нормальная сила Fn, Н 1900
27 Осевая сила Fa, Н

Литература

1 Расчет редуктора транспортера энергоузла. Методическое пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Техническая механика» для студентов заочного отделения. М.: МИЭЭ, 2008. 84 с.
2 Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. техн. спец. Вузов /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.
3 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. М.: Высш. Шк.., 1991. 432 с.: ил.

Форма заказа

Заполните, пожалуйста, форму заказа, чтобы менеджер смог оценить вашу работу и сообщил вам цену и сроки. Все ваши контактные данные будут использованы только для связи с вами, и не будут переданы третьим лицам.

Тип работы *
Предмет *
Название *
Дата Сдачи *
Количество Листов*
уточните задание
Ваши Пожелания
Загрузить Файлы

загрузить еще одно дополнение
Страна
Город
Ваше имя *
Эл. Почта *
Телефон *
  

Название Тип Год сдачи Страниц Цена
Рассчитать и сконструировать привод Курсовая 2008 55 1500
Динамика материальной точки Курсовая 2008 4 1500
Кинематический расчет плоского механизма Курсовая 2008 9 1500
Исследование и проектироваие Механизма двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания" Курсовая 2009 42 1500
Синтез структурной схемы управляемого привода Курсовая 2008 18 1500
комплексный анализ следящей системы заданной структуры и с заданными параметрами ее звеньев Курсовая 2009 29 1500
Автоматизация управления делопроизводством на предприятии Курсовая 2009 61 1500
Расчеты и проектирование силового винтового механизма (винт - гайка) Курсовая 2009 23 1500
Электропривод нагрузочного стенда для испытания двигателей внутреннего сгорания Курсовая 2009 26 1500
Спроектировать привод ленточного транспортера Курсовая 2009 39 1500
курсовые, дипломные, контрольные на заказ скидки на курсовые, дипломные, контрольные на заказ

© 2010-2016, Все права защищены. Принимаем заказы по всей России.