1072

Проектирование привода крутящего момента с минимальными потерями

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Проектирование привода, который включает в себя электродвигатель, редуктор, муфту, ременную передачу колесо и сварную раму. Привод обеспечивает передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

Русский

2013-01-06

280.5 KB

36 чел.

Содержание

Введение                         4

  1.  Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода   5

1.1. Выбор электродвигателя                           5

1.2. Частота вращения вала двигателя                                          5                                                                            

1.3.  Общее передаточное число привода                                         5

1.4. Частоты вращения валов                             5

1.5. Угловые скорости вращения валов                    6

1.6. Крутящие моменты, передаваемые валами                                                  6            

  1.  Расчет цилиндрической зубчатой передачи       6

2.1. Выбор материалов………………………………………………                6

2.2. Определение допускаемых напряжений                7

2.2.1. Допускаемые контактные напряжения                          7

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба                                  8

2.3. Определение геометрических размеров передачи      9

2.3.1. Межосевое расстояние передачи                                9

2.3.2. Модуль, числа зубьев колес и шестерни, коэффициенты смещения             10

2.3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметр колес                             10

2.3.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи           11

2.4. Проверочный расчет передачи                           12

2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев                         12

2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев                                   13

2.5. Силы в зубчатой передаче                     14

  1.  Параметры клиноременной передачи...................................................................14
  2.  Выбор редуктора                       16
  3.  Выбор муфт                          17
  4.  Выбор подшипников ведомого вала                             17
  5.  Конструирование сварной рамы и выбор болтов                18
  6.  Проверка прочности шпоночных соединений на ведомом валу..........................18

9. Сварочные соединения………………………………………………...………….20

Заключение.......................................................................................................................25

Библиографический список…………………………………………………………..26


Введение
.

Привод – устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигатели электрические, тепловые, гидравлические и т. д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механизмов чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатые, цепные, ременные, винтовые и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирования скорости движения. Зубчатые передачи бывают 3-х типов: косозубые, прямозубые и шевронные. В нашем случае используется прямозубая передача.

В данной работе необходимо спроектировать привод, который включает в себя электродвигатель, редуктор, муфту, ременную передачу колесо и сварную раму. Привод должен обеспечивать передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

  1.  
    Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода.

1.1. Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя:

Pтр = ,       

где - общий коэффициент полезного действия привода;

где рп.- КПД ременной передачи, - КПД одной пары подшипников качения, КПД муфты,  КПД редуктора;

Тогда:                                  

По требуемой мощности могут быть выбраны двигатели с мощностью 11 кВт с синхронными частотами вращения : 3000, 1500, 1000, 750 [2 табл. П1].

По требуемой мощности и синхронной частоте вращения, в соответствии с ГОСТ 19523-81   выбираем асинхронный электродвигатель 4А132М4  с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 11,0 кВт, синхронной частотой вращения nс = 1500 мин-1,  скольжением  S = 2,8%

1.2. Частота вращения вала двигателя:

                                

1.3.  Общее передаточное число привода:


Данное передаточное отношение может быть реализовано двухступенчатым редуктором с передаточным отношением равным 16 (табл. П.7) и ременной передачей с передаточным отношением, равным

  1.  Частоты вращения валов

1.5.  Угловые скорости вращения валов:

1.6. Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле Ti = 9550.

Тогда:

T0 = 9550 · = 56,98 Н·м,

T1 = 9550 · = 82 Н·м,

T3 = 9550 · = 1273,97 Н·м,

            

  1.  Расчет зубчатой передачи.

2.1. Выбор материалов и допускаемых напряжений.

Диаметры заготовок для шестерни и колеса прямозубой  передачи:

Dm = 24·= 24· = 65,68 мм  

 

 

  

Выбираем материал для колеса и шестерни сталь 45 термообработка-улучшение, твёрдость поверхности зуба шестерни 269-302 НВ. Dm1=80мм  Dm1> Dm

Твердость поверхности зуба колеса 235-262 НВ, Sm1=50мм Sm1 >Sm

[σ]=790 Мпа, Nно=16,8*106; и для  сталь 45, термообработка нормализация, 1=, [σ]=890 Мпа, Nно=23,5*106.                              

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

НВ1=0,5(НВмин+НВмакс)=0,5(269+302)=285,5

НВ2=0,5(НВмин+НВмакс)=0,5(235+262)=248,5           

2.2. Определение допускаемых напряжений.

2.2.1. Допускаемые контактные напряжения:

HPj  = ,

sHlimВ1 = 2 · НВ1 + 70 = 2 · 285,5 + 70 = 641 МПа,

sHlimВ2 = 2 · НВ2 + 70 = 2 · 248,5 + 70 = 567 МПа.

Коэффициенты безопасности SH1=SH2=1.1

Коэффициенты долговечности равны

         KHLj = 1.

   Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

NH01=23.5*106, NH02=16,8*106

              Эквивалентные числа циклов напряжений определим по формуле:

NHE j= NΣj · µh

где коэффициент эквивалентности для постоянного режима работы  µh = 1     

 

Суммарное число циклов нагружения равно:

                                                 ,  

                    

где ni- частота вращения в мин-1;

     с-число зацеплений за один оборот;

     th-суммарное время работы передачи в часах,

                           

тогда:

                                          ,

                                          ;

тогда:                                 ,

                                            ;

Поскольку   ,примем , 

     Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

                       HP1  =  = 582,7 МПа,

                        HP2  == 515,46 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой   передачи:

,=515,5 МПа

Условие HP <  'HP выполняется.

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.

,

     

где σFlimj - предел изгибной выносливости зубьев;

      SFj - коэффициент безопасности;

      KFCj – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

      KFLj – коэффициент долговечности,

                                                          КFLj =  1,        

      

где qj - показатель степени кривой усталости , NFO=4*106  – базовое число циклов при изгибе.

 

 Пределы  изгибной выносливости зубьев:

   sF limj=1.75 HBj              

                                                                              

         sF limВ1 = 1,75 · HB1=1,75 · 285,5= 499,62 МПа,

         sF limВ2 = 1,75 · НВ2 =1,75· 248,5 = 434,87 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе:

 

                            SFj = 1,7 ;                            

 

Для реверсивного привода:

                      KFС = 0,65.

Базовое число циклов:

     NF0=4 · 106

 

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:

            NFEj = µFj · Nj  ,

Коэффициенты эквивалентности для постоянного режима работы µFj = µFj =1;            

тогда:                     NFE1 = 1 · 3,7 · 108 = 3,7 · 108,

                              NFE2 = 1 · 0.926 · 108 = 0,926· 108.

Поскольку NFE1>NFO, принимаем KFLj=1,

     Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

                           =   = 191,03 МПа,

                            =  = 166,3 МПа.

2.3. Определение геометрических размеров передачи.

2.3.1. Ориентированное межосевое расстояние передачи определим по формуле:

                                                    aw  = Ка · (U + 1) · ,                  

где Ка = 450 для прямозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых  передач принимаем  = 0,315  Коэффициент контактной нагрузки =1,2,

                         aw  = 450 · (4+1) ·   = 149 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного  значения  табл. 6.1

                          aw = 160 мм.

2.3.2. Модуль,  числа зубьев колеса  и шестерни, коэффициенты смещения.

Ориентированный модуль принимаем из диапазона:

                                            ;       

            

Окончательно по ГОСТ 9563-60 принимаем m=2.

Общее число зубьев определим по формуле:

             ;                                                 

Число зубьев шестерни определим по формуле:

                                                    .           

                                

Число зубьев колеса:

                                               

Определим фактическое передаточное число по формуле:

                                                             

                           

Определим погрешность при определении передаточного числа:

                                 

Учитывая, что Z1>17, принимаем коэффициенты смещения Х1=0 и Х2=0

2.3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ориентированную ширину зубчатого венца колеса определим по формуле:

                            B w2  =  · aw  = 0,315м · 160 = 50,4 мм,          

                      

По ГОСТ 6636-69 принимаем:   Bw2=50 мм

                                                         Bw1=53 мм

 Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

                                 .         

                                                  

             .

                              .

Диаметр окружностей вершин зубьев:

                                                

                                                      

                                                

                                               

Диаметр окружностей впадин зубьев:

                                                 

                                               

                                                 

 

                                               

 

2.3.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи.

               V =  =  = 3,256 м/с,           

               

В соответствии с ГОСТ 1643-81 принимаем степень точности передачи:  nст=8, учитывая, что  nст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

                     

2.4. Проверочный расчет передачи.

2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев:

                =  · ,                 

Коэффициент контактной нагрузки определим по формуле:

                          КН  =  ·  · КНV,                  

                    

где  -  коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса;

      КНV  – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Коэффициент  найдем по формуле:  

                            = 1+0,06∙(ncт-5)Кw ;                      

                                                  

где                          Kw=0,002HB2+0,036(V-9)=0,002∙248,5+0,036∙(3,25-9)=0,29;         

 

тогда                                          ;

Коэффициент КНV определим методом интерполяции по табл.7.: КНV = 1,065.

Коэффициент  определим по формуле:

                                                                 

                                    

где  определим по  табл. 9.1 в зависимости от , который определим по формуле :

                                       ;

Следовательно , используя это значение определим:

                                                 

Окончательно найдем КН и :

                      КН  = 1,053 · 1,01 · 1,16= 1,237;

  =  ·  = 476,3МПа.

Поскольку <HP, выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям:

  = 100%. ·  = 100%. ·  = 7,6%,

что является допустимым значением.

2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев.

Для определения напряжения изгиба в зубе шестерни используем формулу:

;

 

Коэффициент формы зуба при xj=0 равен:

где ZV1  = 32, ZV2 =128 - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач:

 

тогда:                                          

    

                

                                            

 

Коэффициент нагрузки при изгибе определим  по формуле:

KF = KFα  · KFβ  · KFV .

         

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

K =1 - для прямозубых передач;

K =

KFV =

В результате получим:

 

Тогда:

Напряжение изгиба в зубьях  колеса равно:

=  = 122,6 МПа < .

2.5. Определение сил в цилиндрической прямозубой  передаче:

Окружная сила:   Ft =  =  = 2547 Н.

Распорная сила:   Fr = Ft  ·   = 2547 ·  = 927 Н.

  1.  Исходные данные и результаты расчета параметров клиноременной передачи.

Расчет параметров клиноременной передачи выполнялся на ПЭВМ в пакете SAPR.

Крутящий момент на ведущем шкиве в Н*м   82

Частота вращения ведущего шкива в об/мин  1458

Заданное передаточное отношение     1,5

Требуемый срок службы ремня в часах   24000

Расчетный срок службы ремня в часах   92390

Тип нагрузки                 Переменная

Число смен работы передачи в течение суток  1

Относительное скольжение     0,015

Длина ремня в мм                2500

Тип сечения ремня                 В

Площадь поперечного сечения ремня в мм2   138

Масса погонного метра ремня в кг    0,18

Ширина нейтрального слоя ремня в мм   14

Диаметр ведущего шкива в мм     180

Диаметр ведомого шкива в мм     280

Расчетное передаточное число     1,58

Межосевое расстояние ременной передачи в мм  890

Угол обхвата ведущего шкива в град.    173,54

Скорость ремня в м/с      13,74

Частота пробегов ремня в 1/с     5,5

Эквивалентное число циклов нагружения   9,5*108

Приведенное полезное напряжение в МПа   2,68

Коэффициент влияния угла обхвата ведущего шкива 0,98

Коэффициент режима работы     0,85

Коэффициент нагрузки      0,85

Коэффициент влияния передаточного числа   1,11

на напряжение изгиба

Допускаемое полезное напряжение в МПа   2,24

Число ремней                 4

Полезная окружная сила в кН     0,91

Сила предварительного натяжения одного ремня в кН 0,24

Сила действующая на валы передачи в кН   1,9

Уточняем кинематические параметры

n0=1458 мин-1

 

  1.  Выбор редуктора.

Редуктор выбирают по формуле 

≤[TT],

Где TET-эквивалентный крутящий момент,

Tт-крутящий момент на тихоходном валу редуктора ,

Кн – коэффициент нагрузки при умеренных толчках Кн=1,2,

Кэ- коэффициент условий эксплуатаций, определяется по формуле

≤1

Креж - коэффициент режима работы, К пв- коэффициент продолжительности включения,   

Кчрс - коэффициент продолжительности работы в сутках, Крев - коэффициент, учитывающий реверсивность передачи.

Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора равен

Н∙м

По табл.П.3 предварительно выбираем двухступенчатый редуктор типа Ц2У-250 (по межосевому расстоянию аw =250 м).

т]=4000 Н∙м

Выполняем проверку редуктора Ц2У-250:

Fвр=1260 Н<[Fб]=4000 Н

Допускаемая консольная  нагрузка на быстроходном валу равна [Fб]=3000 H,быстроходный вал редуктора выдержит данную нагрузку.

Выполняем проверку редуктора на возможность кратковременной перегрузки в момент пуска.

В момент пуска крутящий момент на валы редуктора увеличивается в Кn = 2 раз.

Пусковой крутящий момент на тихоходном валу редуктора составляет

Тп.т.т∙Кп=1341∙2=2682 Н*м < 4000 Н*м

Радиальная нагрузка на быстроходный вал редуктора  в момент пуска равна

Fв.р.п.=Fвр∙Кп=1210∙2=2420 Н < 3000 Н.

Окончательно выбираем редуктор Ц2У-250 с передаточным отношением U=16 и диаметрами выходных валов редуктора :быстроходного - 40мм, тихоходного - 90 мм

  1.  Выбор муфт.

Так как режим работы реверсивный, следовательно, будем выбирать зубчатую муфту.

κ1∙К2∙К3,

где К1 - коэффициент ответственности. Примем К1=1,2 ,полагая, что поломка муфты не приведет к аварии; К2 –коэффициент условий работы. Так как машина реверсивная и работает с умеренными ударами, примем  К2=1,5; К3 – коэффициент углового смещения. Причем К3=1,5, полагая, что угол перекоса валов 0,25°<γ≤0,25°.

Отсюда

   κ= К1∙К2∙К3=1,2∙1,5∙1,5=2,7

Муфты выбирают в зависимости от передаваемого крутящего момента, условий работы и муфты.

Расчетный крутящий момент составляет

   Тр= κ∙Т=2,7∙1341=3620,7 Н∙м.

Для тихоходного вала редуктора с d=90 мм, на котором установлена муфта, зубчатая муфта в табл.П.13 не приведена. При расточке отверстий в полумуфтах под вал допускается отклонение фактического диаметра вала от табличного на ±10%, поэтому установим зубчатую муфту     с табличным диаметром d=100 мм, расточенную на диаметр вала  d=90 мм. Допускаемый крутящий  момент, передаваемый зубчатой муфтой, [Т]=10000 Н∙м.

Условие прочности муфты [Т]=10000 Н∙м>TР=1341 Н∙м удовлетворяется.

Окончательно выбираем зубчатую муфту по ГОСТ Р50895 с передаваемым крутящим моментом [Т]=10000 Н∙м. Длина полумуфты, насаживаемой на конец ведомого вала, равна 170 мм(см.табл.П.13).

  1.  Выбор подшипников ведомого вала.

 

 Посадочный диаметр внутреннего кольца определяется по формуле:

d = dт.в.ред.+ 5…10мм, где

dт.в.ред. – диаметр тихоходного выходного вала редуктора.

dт.в.ред. = 90 мм,

d = 90+10=100 мм.

Выбираю шарикоподшипник радиальный, однорядный, лёгкой серии по ГОСТ 8338-75          № 220,d=100 мм, D= 180  мм, B = 34 мм, r = 3,5 мм, С = 124 кН.

Для этого подшипника выбираем разъемный корпус серии РШ типоразмера 180.

  1.  Конструирование сварной рамы и выбор болтов.

Будем  использовать сварную раму, основание которой выполнено из швеллеров.

Принимаем диаметр болтов фундаментных dб   диаметру наибольшего болта, присоединенного к раме сборочных единиц.  У редуктора  Ц2У–250 диаметр отверстия под крепежные болты равен 28 мм. Следовательно, диаметр фундаментального болта - dб =28 мм. Выбираю болт– М27.

Выбираем швеллер 27У по ГОСТ 8240-89 с размерами сечения:

- высота h=270 мм.

- ширина полки b=95 мм.

- толщина стенки s=6 мм.

Принимаем диаметр отверстий под фундаментные болты в раме 25 мм. Число фундаментных болтов n=12 шт.

 

  1.  Проверка прочности шпоночных соединений на ведомом валу.

       

Определяем расчётные усилия, действующие на вал.

Окружная сила F, действующая на обод колеса, закреплённого на валу, равна:

 Радиальная сила, действующая на конец ведомого вала со стороны муфты, определим как:

  

где Dm – делительный диаметр зубчатого зацепления муфты, равен 168 мм, тогда:

;

 

Определяем опорные реакции вала.

Расчётная схема ведомого вала с эпюрами крутящих Мк и изгибающих Ми показана на рисунке 1.

Составим уравнение статического равновесия вала, и найдём опорные реакции:

;

откуда:  

       

,

Проверка:       

 -3193,6 + 4065  + 2960,93 – 3832,3 = 0,03

Наиболее  нагруженной  является опора А (рис. 1)

 

 Условие прочности шпоночных соединений рассчитывается по формуле:

;

  

где:  - напряжение смятия боковой поверхности шпонки;

Т  –  крутящий момент, передаваемый шпонкой;

  - допускаемое напряжение смятия = 120 МПа.

Рассчитаем для места установки муфты:

.

Рассчитаем для места установки колеса:

.

Из приведённых расчётов следует, что условие прочности шпонок на ведомом валу обеспечено.

 

Сварные соединения.

Сварка — процесс получения неразъёмного соединения посредством установления межатомных связей между свариваемыми частями при их местном или общем нагреве, или пластическом деформировании, или совместном действии того и другого. Обычно применяется для соединение металлов, их сплавов или термопластов, а также в медицине.

Сварное соединение - неразъемное соединение, выполненное сваркой. Сварное соединение (рис. 1.1) включает три образующиеся в результате сварки характерные зоны металла в изделии: зону сварного шва 1, зону сплавления 2, зону термического влияния 3, а также часть основного металла 4, прилегающую к зоне термического влияния.

Рис. 1.1. Сварное соединение

Сварной шов - участок сварного соединения, образовавшийся в результате кристаллизации расплавленного металла.

Металл шва - сплав, образованный расплавленным основным и наплавленным металлами или только переплавленным основным металлом.

Основной металл - металл подвергающихся сварке соединяемых частей.

Зона сплавления - зона, где находятся частично оплавленные зерна металла на границе основного металла и металла шва. Эта зона нагрева ниже температуры плавления. Нерасплавленные зерна в этой зоне разъединяются жидкими прослойками, связанными с жидким металлом сварочной ванны и в эти прослойки имеют возможность проникать элементы, введенные в ванну с дополнительным металлом или сварочными материалами. Поэтому химический состав этой зоны отличен от химического состава основного металла.

Зона термического влияния - участок основного металла, не подвергшийся расплавлению, структура и

свойства которого изменились в результате нагрева при сварке, наплавке или резке.

Для производства сварки используются различные источники энергии: электрическая дуга, газовое пламя, лазерное излучение, электронный луч, трение, ультразвук. Развитие технологий позволяет в настоящее время осуществлять сварку не только на промышленных предприятиях, но и на открытом воздухе, под водой и даже в космосе.

Электродуговая сварка

Электрическая дуга представляет собой один из видов электрических разрядов в газах, при котором наблюдается прохождение электрического тока через газовый промежуток под воздействием электрического поля. Электрическую дугу, используемую для сварки металлов, называют сварочной дугой. Дуга является частью электрической сварочной цепи, и на ней происходит падение напряжения. При сварке на постоянном токе электрод, подсоединенный к положительному полюсу источника питания дуги, называют анодом, а к отрицательному - катодом. Если сварка ведется на переменном токе, каждый из электродов является попеременно то анодом, то катодом.

Источником теплоты является электрическая дуга, возникающая между торцом электрода и свариваемым изделием при протекании сварочного тока в результате замыкания внешней цепи электросварочного аппарата. Сопротивление электрической дуги больше, чем сопротивление сварочного электрода и проводов, поэтому бо́льшая часть тепловой энергии электрического тока выделяется именно в плазму электрической дуги. Этот постоянный приток тепловой энергии поддерживает плазму (электрическую дугу) от распада.

Выделяющееся тепло (в том числе за счёт теплового излучения из плазмы) нагревает торец электрода и оплавляет свариваемые поверхности, что приводит к образованию сварочной ванны — объёма жидкого металла. В процессе остывания и кристаллизации сварочной ванны образуется сварное соединение. Основными разновидностями электродуговой сварки являются: ручная дуговая сварка, сварка неплавящимся электродом, сварка плавящимся электродом, сварка под флюсом, электрошлаковая сварка.

Газопламенная сварка.

Источником теплоты является газовый факел, образующийся при сгорании смеси кислорода и горючего газа. В качестве горючего газа могут быть использованы ацетилен, водород, пропан, бутан, блаугаз, МАФ (метилацетилен-алленовая фракция), бензин, бензол, керосин и их смеси. Тепло, выделяющееся при горении смеси кислорода и горючего газа, расплавляет свариваемые поверхности и присадочный материал с образованием сварочной ванны. Пламя может быть окислительным, «нейтральным» или восстановительным, это регулируется количеством кислорода.

 Типы сварных соединений.

Тип сварного соединения определяет взаимное расположение свариваемых элементов. Различают: стыковые, тавровые и  нахлесточные  сварные соединения.

Стыковое соединение - сварное соединение двух элементов, примыкающих друг к другу торцовыми поверхностями и расположенных в одной плоскости или на одной поверхности (рис. 1.2). Поверхности элементов могут быть несколько смещены при соединении листов разной толщины (см. рис. 1.2, б).

Рис. 1.2. Стыковые соединения

Тавровое соединение - сварное соединение, в котором торец одного элемента примыкает под углом и приварен к боковой поверхности другого элемента (рис. 1.4).

Рис. 1.4. Тавровые соединения

Нахлесточное соединение - сварное соединение, в котором сваренные элементы расположены параллельно и частично перекрывают друг друга (рис. 1.5, а, б). Отсутствие опасности прожогов при сварке облегчает применение высокопроизводительных режимов сварки. Применение нахлесточных соединений облегчает сборку и сварку швов, выполняемых при монтаже конструкций (монтажных швов).

Рис. 1.4. Нахлесточные соединения

Заключение.

Спроектирован привод технологической машины, состоящий из асинхронного электродвигателя типоразмера 4А132М4, двухступенчатого редуктора типа Ц2У-250 с прямозубой  передачей, зубчатой муфты ГОСТ Р50895-96, а также  ременной передачи. Были проведены расчеты по допускаемым контактным напряжениям, напряжениям изгиба цилиндрической зубчатой передачи, также была выполнена проверка шпоночных соединений ведомого вала и долговечность подшипников. На выходе имеем: крутящий момент на тихоходном валу Т = 1341,3 Н∙м, частота  вращения  n=60 об/мин. Для смазки зубчатой передачи предусматривается применение масла индустриальное И-40А.

 

Проект выполнен в соответствии с заданием.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК.

1.Расчёт деталей машин: учебное пособие/ Г.Л. Баранов – 2-е изд. перераб. и доп.- Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. 222с

2. Проектирование привода технологических машин (курсовое проектирование по деталям машин): учебно-методическое пособие для немашиностроительных специальностей втузов; под ред. А.Г. Черненко. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин.: учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей – 2 -е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 464 с.: ил.

4. Иосилевич Г.Б.: Детали машин: учебник для машиностр. спец.вузов.– М.: Машиностроение, 1988. – 368с.:ил.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

60900. ОСНОВИ ПЕДАГОГІЧНОЇ МАЙСТЕРНОСТІ: МОДУЛЬНО-РЕЙТИНГОВИЙ ПІДХІД 1.13 MB
  Одним із пріоритетних завдань вищої педагогічної школи постає питання підготовки активних висококваліфікованих професійно грамотних вчителів здатних творчо мислити і працювати в сучасній школі.
60901. О ФОРМИРОВАНИИ ПРАВИЛЬНОГО ОТНОШЕНИЯ К СЕМЕЙНЫМ ЦЕННОСТЯМ У ПОДРОСТКОВ НА УРОКАХ И ВО ВНЕУРОЧНОЕ ВРЕМЯ 41 KB
  И тема семьи тема возрождения духовно-нравственных семейных ценностей стала на сегодняшний день одной из самых актуальных. Я считаю что это вполне объяснимо: ребятам этого класса по 15-16 лет буквально через несколько лет...