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:
364150
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 (62792)
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 (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
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 (3463)
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 (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Разработка конического редуктора

Название: Разработка конического редуктора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 12:01:50 14 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 1612 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Содержание

Введение

1. Специальная часть

1.1 Краткое описание редуктора

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

1.3 Расчет зубчатой передачи

1.4 Проектный расчет ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

1.10 Проверочный расчет ведомого вала

1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

1.12 Выбор посадок

1.13 Смазка редуктора

1.14 Сборка редуктора

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Заключение


Введение

Настоящий курсовой проект выполнен на основе технического задания, которое включает кинематическую схему привода ковшового элеватора, а также необходимые технологические параметры:

тяговая сила цепи F = 2,5 кН,

скорость ленты υ = 2 м/с;

диаметр барабана D = 310 мм.

Новизна проекта заключается в том, что это первая самостоятельная конструкторская робота, закрепляющая навыки, полученные по дисциплине: «Детали машин», а также черчению, материаловедению, метрологии.

Объектом исследования является конический редуктор. Глубина проработки заключается в том, что расчет и проектирование основных деталей и узлов доводится до графического воплощения.

Актуализация проекта состоит в том, что умение расчета и проектирования деталей и узлов общего машиностроения востребованы в курсовых проектах по специальности, дипломном проекте, на производстве.

Основные этапы работы над проектом:

1. Кинематический и силовой расчет привода.

2. Проектные расчеты конической зубчатой передачи, волов, колеса, корпуса и крышки редуктора

3. Эскизная компоновка редуктора.

4. Выбор стандартных деталей и узлов.

5. Проверочный расчет деталей и узлов.

6. Выполнение сборочного чертежа редуктора и рабочих чертежей ведомого вала и конического колеса.

Теоретическая часть работы заключается в составлении краткого описания редуктора, разработке процесса его сборки по сборочному чертежу и назначения требований по технике безопасности и охране труда.


1. Специальная часть

1.1 Краткое описание редуктора

В настоящей курсовой работе спроектирован конический одноступенчатый редуктор. Он состоит из конической зубчатой передачи, заключенной в герметичный корпус. Шестерня изготовлена заодно с валом. Валы установлены в подшипники:

ведущий – роликовые конические однорядные подшипники 7209 – установлены врастяжку;

ведомый – роликовые конические однорядные подшипники 7210 – установлены враспор.

Температурный зазор регулируется с помощью набора металлических прокладок.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом – пресс-солидолом марки С ГОСТ 4366–76, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колесо на всю длину зуба.

Контроль за уровнем мосла производим с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла предусмотрено отверстие в нижней части корпуса.

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

1) Определяем общий КПД передачи.

Из таблицы 2.2 [1] выписываем

ηкон = 0,95 – 0,97 ηм = 0,98 ηцеп = 0,90 – 0,93

КПД подшипников учтено в КПД передач, общий КПД равен

η = ηкон · ηм · ηцеп = 0,97 · 0,98 · 0,92 = 0,874

2) Определяем требуемую мощность электродвигателя.

Определяем мощность рабочей машины:

Ррм = F · V = 2,5 · 2 = 5 кВт

Требуемая мощность элеватора:

Рэл.дв.тр = кВт

3) Из таблицы К9 [1] выбираем двигатель, т. к. быстроходные двигатели имеют низкий ресурс и тихоходные имеют большие габариты, выбираем средне скоростной двигатель, имеющий ближайшую большую мощность:

Эл. двигатель 4АМ132М6УЗ

Рдв. = 7,5 кВт ηдв = 870 об/мин

4) Определяем общее передаточное число передачи и передаточные числа ступеней, воспользуемся рекомендацией табл. 2.3 [1].

Uзуба = 2…7,1 Uцепи = 2…4

Определяем частоту вращения вала рабочей машины:

ηр.м = об/мин

Uобщ =

Назначаем Uзуб = 3,15, тогда

Uцеп = передаточное число ступеней удовлетворяет рекомендациям [1].

5) Определяем угловые скорости валов

(р/с);

(р/с);

Uзуб = => (р/с);

Uцеп = => (р/с);

6) Определяем мощности по валам передач:

Рдв.тр = 5,72 (кВт);

Р2 = Рдв.тр · ηм = 5,72 · 0,98 = 5,6 (кВт);

Р3 = Р2 · ηкон = 5,6 · 0,96 = 5,43 (кВт);

Р4 = 5 (кВт);

7) Определяем моменты на валах передач:

М1 = (Н·м);

М2 = (Н·м);

М3 = (Н·м);

М4 = (Н·м);


1.3 Расчет зубчатой передачи

Из предыдущих расчетов вращающий момент на ведомом валу М3 = 187,9 (Н ·м);

Передаточное число редуктора

Uзуб = 3,15;

Угловая скорость ведомого вала

(р/с);

Нагрузка близка к постоянной, передача нереверсивная.

1. Так как нагрузка на ведомо валу достаточно велика, для получения компактного редуктора принимаем марку стали 35ХМ для шестерни и колеса, с одинаковой термообработкой улучшения с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49…65 HRC, σТ = 750 МПа при предлагаемом диаметре заготовки шестерни D< 200 мм и ширине заготовки колеса S < 125 мм.

Принимаем примерно средне значение твердости зубьев 51HRC.

2. Допускаемое контактное напряжение по формуле (9.37 [6])

н ] = (σио /[Sн ]) КHL

Для материала зубьев шестерни и колеса принимаем закалку при нагреве ТВЧ по всему контуру зубьев σн o = 17 HRC + 200 (см. табл. 9.3 [6])

[SH ] = 1,2; KHL = 1 (см. § 9.11 [6])

н ]= (МПа);

3. Допустимое напряжение изгиба по формуле (9.42)

F ]= (σFO /[SF ] KFC · KFL .

Для материала зубьев шестерни и колеса: см. по табл. 9.3 [6].

σFO = 650 МПа; [SF ] = 175; KFC = 1 (см. § 9.1 [6])

F ] = (650/1,57) ·1 ·1 = 370 (МПа);

4. Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (9.77)

Ψd = 0,166

5. По табл. 9.5 [6] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца КНВ = 1,4

Интерполирование

Ψd КНВ

0,4 – 1,25

0,15

0,2 0,55 – Δ 0,2

0,6 1,45

0,2 – 0,2 Δ =

0,15 – Δ КНВ = 1,25+0,15 = 1,4

6. Внешний делительный диаметр колеса по формуле

de 2 = 165 мм

Принимаем стандартное значение

de 2 = 180 мм и ширину зубчатого венца b = 26 мм (см. табл. 9.7 [6])

7. Расчетные коэффициенты


Vp = 0,85 при Ψd = 0,68

КFB = 1,64 (см. табл. 9.5 [6])

Ψd КFB

0,4 – 1,44

0,15

0,2 0,55 – Δ 0,27

0,6 1,71,

0,2 – 0,27 Δ =

0,15 – Δ КНВ = 1,44 – 0,2025 = 1,64

8. Внешний окружной модуль по формуле (9.79 [6])

me мм

9. Число зубьев колеса и шестерни

z2 = de2 /me = 180/2,72 = 66,2

z1 = z2 /u = 66,2/3,15 = 21

Принимаем: z1 = 21; z2 = 66.

10. Фактическое передаточное число

Uф = z2 | z1 = 66|21 = 3,14

Отклонение от заданного

ΔU = %<4%


11. Углы делительных конусов по формуле (9.49 [6])

tgδ2 = Uф = 3,14; δ2 = 72°

δ1 = 90 – δ2 = 90 – 72° = 18°

12. Основные геометрические размеры (см. формулы 9.50 … (9.56) [6]):

de1 = me · z1 = 2,72 ·21 = 57,12 (мм);

Re = 0,5 me (мм);

R = Re – 0,5в = 94,2 – 0,5 ·26 = 81,2 (мм);

Пригодность размера ширины зубчатого венца

в = 28 < 0,285 Rе = 0,285 · 94,2 = 26,8 (мм);

Условие соблюдается

m = me R/Re = 2,72 ·81,2/94,2 = 2,34 (мм);

d1 = m z1 = 2,34 ·21 = 49,14 (мм);

d1 2= m z2 = 2,34 ·66 = 154,44 (мм);

dае 1 = de1 +2me cos δ1 = 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм);

dае 2 = de2 +2me cos δ2 = 180 + 2 ·2,72 · cos 72° = 181,7 (мм);

13. Средняя скорость колес и степень точности

υ = (м/с)

по табл. 9.1 принимаем 8 степень точности передачи.

14. Силы в зацеплении по формулам (9.57)… (9.59); окружная на колесе и шестерне:


Ft = 2М3 /d2 = 2 · 187,9 ·103 /154,44 = 2433,3 (Н);

радиальная на шестерни и осевая на колесе:

Fr 1 = Fa 2 = Ft · tgαω·cosδ1 = 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);

осевая на шестерни и радиальная на колесе:

Fа1 = Fr 2 = Ft · tgαω·sinδ1 = 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н);

15. Коэффициент динамической нагрузки

Кнυ = 1,1 (см. табл. 9.6 [6])

КНВ = 1,4

16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])

σн = МПа

σН = 899 МПа = [σН ] = 899 МПа

R

17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])

zυ 1 = z1 /cos σ1 = 21 / cos 18° = 22,1 (Н);

zυ 2 = z2 /cos σ2 = 66 / cos 72° = 220 (Н);

Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])


YF 1 = 3,977; YF 2 = 3,6

Интерполируем:

zυ 1 YF 2

22 – 3,98

0,1

2 22,1 – Δ 0,06

243,92

2 –0,06 Δ =

0,1 – Δ КНВ = 3,98 – 0,003 = 3,977

18. Принимаем коэффициенты

К = 1,2 (см. табл. 9.6 [6])

КF В = 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения

19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])

σF 1 = YF 1 (МПа);

σF 1 = 316,8 МПа < [σF ] = 370 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса

σF 2 = YF 1 YF 2 / YF 1 = 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);

σF 2 = 286,76 МПа < [σF ] = 370 МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.


1.4 Проектный расчет ведущего вала

Ведущий вал выполняем заодно с шестерней.

Из предыдущих расчетов известно:

М2 = 61,5 (Н ·м); Re = 94,2 (мм)

в = 26 мм; me = 2,72 (мм)

δ1 ° = 18°

1. Т.к. вал выполняем заодно с шестерней, то его материал сталь 35ХМ, тогда допустимое напряжение на кручение можно принять [τ] = 20 МПа.

Диаметр выходного участка:

dв1 = (мм);

Принимаем dв1 = 30 мм.

В кинематической схеме предусмотрено соединение ведущего вала редуктора и электродвигателя, выписываем из таблицы К10 [1] диаметр вала выбранного двигателя dэ = 38 мм и проверяем соотношение.

1 = 0,8 · dэ = 0,8 · 38 = 30,4 (мм);

т. к. данное соотношение выполняется, принимаем dв1 = 30 мм

2. Диаметр по монтажу: dм1 = dв1 + 5 мм = 30 + 5 = 35 (мм)

3. Диаметр цапфы: d1 = dм1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм)

4. Начинаем построение вала с прорисовки шестерни.

4.1 Под углом σ1 = 18° откладываем расстояние:

Re = 94,2 (мм);

4.2 Откладываем ширину зубчатого венца:

в = 26 (мм);

4.3 Откладываем высоту головки зуба:

ha = me = 2,72 (мм) и высоту ножки зуба

hf = 1,28 me = 1,28 · 2,72 = 3,48 (мм);

4.4 Соединяем полученные точки с вершиной делительного конуса.

4.5 Строим буртик (dδ ) для упора подшипника:

dδ 1 = dn 1 +10 = 40 + 10 = 50 (мм);

4.6 Определяем диаметр резьбы для гайки, крепящей подшипник:

dр1 = dм1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм);

Принимаем стандартное значение резьбы для гайки М36.

Рис. 1. Эскиз ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

Из предыдущих расчетов известно

М3 = 187,9 (Н · м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора.

1. Диаметр выходного участка определяем из условия прочности на кручение:

dв1 = (мм)

Принимаем dв2 = 40 мм.

2. Диаметр на манжету:

dм2 = dв2 + 5 = 40 + 5 = 45 (мм);

3. Диаметр цапфы:

dn 2 = dм2 + 5 = 45 + 5 = 50 (мм);

4. Диаметр посадочной поверхности:

dк2 = dn 2 + 5 = 50 + 5 = 55 (мм);

5. Диаметр буртика:

dδ 2 = dк2 + 10 = 55 + 10 = 65 (мм);

Рис. 2. Эскиз ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

Из предыдущих расчетов известно:

в = 26 мм; Re = 94,2 мм; dк = 55 мм; m = 2,34 мм;

dае2 = 181,7 мм; dе2 = 180 мм; d2 = 154,44 мм;

1. Находим диаметр ступицы стальных колес:

dст = 1,45dв2 = 1,45 · 55 = 80 (мм);

2. Длина ступицы:

Lст = 1,1 · dк = 1,1 · 55 = 60 (мм);

3. Толщина обода конических колес:

δо = 4 ·m = 4 · 2,34 = 9,36 (мм);

Принимаем δо =10 (мм);

4. Толщина диска:

с = 0,1 Re = 0,1 · 94,2 = 9,42 (мм);

Принимаем с = 10 (мм);

5. Фаска:

n = 0,5 mn = 0,5 · 2,34 = 1,17 (мм);

Принимаем n = 1,6 (мм);

Рис. 3. Эскиз конического зубчатого колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Из предыдущих расчетов известно:

Re = 94,2 (мм) – внешнее конусное расстояние.

1. Толщина стенки конуса и крышки редуктора:

δ = 0,05 Re + 1 = 0,05 · 94,2 + 1 = 5,71 (мм); δ = 8 (мм);

δ = 0,04 Re + 1 = 0,04 · 94,2 + 1 = 4,77 (мм); δ1 = 8 (мм);

2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

в = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12 (мм);

3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

в1 = 1,5 δ1 = 1,5 · 8 = 12 (мм);

4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

р = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 18,8 (мм) ≈20 (мм);

5. Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85÷1) δ = 1 · 8 = 8 (мм);

6. Толщина ребер крышки:

m1 = (0,85÷1) δ1 = 1 · 8 = 8 (мм);

7. Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0,072 Re +12 = 0,072 · 94,2 + 12 = 18,78 (мм);

Принимаем диаметр болтов М20.

8. Диаметр болтов:

8.1 У подшипников

d2 = (0,7÷0,75) d1 = 0,75 · 20 = 15 (мм);

Принимаем диаметр болтов М16.

8.2 Соединяющие основание корпуса с крышкой

d3 = (0,5÷0,6) d1 = 0,6 · 20 = 12 (мм);

Принимаем диаметр болтов М12.

9. Размеры, определяющие положение болтов d2 :

е ≈ (1÷1,2) d2 = 1 · 15 = 15 (мм);

q = 0,5 d2 + d4 = 0,5 · 15 + 6 = 13,5 (мм);

Крепление крышки подшипника:

d4 = 6 (мм) (по таблице 10.3 [2]);

Рис. 4. Эскиз корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последовательного определения опорных реакций и проверочного расчета вала, а также проверочного расчета подшипников.

С учетом типа редуктора предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники. По диаметру цапфы (dn 2 = 50 мм). Выбираем по каталогу подшипники ведомого вала 7210.

Назначаем способ смазки: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого венца в масло, подшипники смазываются автономно, пластичным смазочным материалом, камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Определяем размеры, необходимые для построения и определения положения реакций опор:

а =

аб = (мм);

аr = (мм);

f1 = 35 (мм) – определяем конструктивно

l1 = 2 · f1 = 2 · 35 = 70 (мм);

Принимаем l1 = 70 мм = 0,07 (м);

Расстояние между опорами ведомого вала:

l2 = 0,19 (м).

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от полумуфты на ведущий вал, от колеса на ведомый вал и от ведомого вала на звездочку.

Все соединения осуществляем шпонками с исполнением 1.

Из предыдущих расчетов известно:

М2 = 61,5 (Н ·м);

М3 = 187,9 (Н ·м);

dв1 = 30 (мм)

dв2 = 40 (мм)

Принимаем [σ]см = 110 МПа.

1. Соединение полумуфта – ведущий вал:

σсм =

Здесь h = 7 мм; в = 8 мм; t1 = 4 мм.

(табл. К 42 [1])

1.1 Вычисляем длину ступицы:

lст = 1,5 dв1 = 1,5 · 30 = 45 (мм).

1.2 Вычисляем длину шпонки:

lш = lст – 5 мм = 45 – 5 = 40 (мм).

1.3 Принимаем стандартное значение:

lш = 40 мм.

1.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:

lр = lш – в = 40 – 8 = 32 (мм).

1.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:


σсм = МПа

σсм = 49,7 МПа < [σ]см = 110 МПа

Прочность соединения обеспечена.

2. Соединение звездочки с ведомым валом:

σсм =

Здесь h = 8 мм; в = 12 мм; t1 = 5 мм. (табл. К 42 [1])

2.1 Вычисляем длину ступицы:

lст = 1,5 dв2 = 1,5 · 40 = 60 (мм).

2.2 Вычисляем длину шпонки:

lш = lст – 5 мм = 60 – 5 = 55 (мм).

2.3 Принимаем стандартное значение:

lш = 56 мм.

2.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:

lр = lш – в = 56 – 12 = 44 (мм).

2.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σсм = МПа

σсм = 84,7 МПа < [σ]см = 110 МПа.

1.10 Проверочный расчет ведомого вала

Из предыдущих расчетов известно:

М3 = 187,9 (Н ·м) – момент на ведомом валу

Ft = 2433,3 (Н) – окружная сила

Fa = 832,2 (Н) – осевая сила

Fr = 262,8 (Н) – радиальная сила

d2 = 154,44 (мм) – диаметр делительной окружности.

На эскизной компоновке редуктора замеряем размеры

l1 = 0,07 м; l2 = 0,12 м.

Вычисляем консольную длину участка:

lк = 0,7 · dв2 + (50 мм) = 0,7 ·40 + 50 = 0,078 м

Принимаем lк = 0,7 м.

Вычисляем консольную силу для зубчатого редуктора:

Fк = 125 (Н)

Материал Сталь 45 из табл. 3.2 [1], ТО – улучшение с закалкой ТВЧ 45 HRC.

σb = 780 МПа; σ-1 = 335 МПа; τ0 = 370 МПа.

Способ обработки рабочих поверхностей – чистовая обточка, цапфы шлифуются.


Чертеж ведомого вала

1. Консольная сила прикладывается параллельно окружной и имеет противоположное ей направление.

Определяем осевой изгибающий момент:

Ма = Fa(Н ·м)

2. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

ΣМ(А) i = 0 1) – УВ ·0,19 + Fr · 0,07 – Ma = 0

ΣМ(B) i = 0 2) УA ·0,19 – Fr · 0,12 – Ma = 0

=> 1) УВ = (Н);

=> 2) УА = (Н);

Проверка:

ΣFyi = 0

УА + УВ – Fr = 0

503,8– 262,8 – 241 = 0

0 = 0

Реакции найдены верно.

3. Строим эпюру изгибающих моментов Мх :

;

(Н·м);

(Н·м);

;

4. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

ΣМ(А) i = 0 1) Fк ·0,07 + Ft · 0,07 – XB · 0,19 = 0

ΣМ(B) i = 0 2) Fk ·0,26 + XA · 0,19 – Ft · 0,12 = 0

=> 1) XВ = (Н);

=> 2) XА = (Н);

Проверка:

ΣFxi = 0

Fk + XA – Ft + XB = 0

1713,5 – 808 – 2433,3+ 1527,8 = 0

0 = 0

Реакции найдены верно.

5. Строим эпюру изгибающих моментов Му :

;

(Н·м);

(Н·м);

;

6. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

Мис = 0;

МиА = (Н·м);

МиД = (Н·м);

Ми'Д = (Н·м);

МиВ = 0;

7. Строим эпюру крутящих моментов:

Мz = M3 = 187,9 (Н·м);

8. Опасным является сечение Д, т. к. МиД = Мmax , концентратор напряжений – шпоночный паз.

dк2 = 55 (мм); в = 16 (мм); t2 = 4,3 (мм) (табл. К 42 [1]);


Рис. 5. Эскиз шпоночного паза

9. Определяем геометрические характеристики сечения:

Wx = 0,1 dк2 3(мм3 )

Wр = 0,2 dк2 3(мм3 )

10. Определяем максимальное напряжение в опасном сечении:

σmax = (МПа);

τmax = (МПа).

11. Полагаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому циклу;

σа = σmax =12,4 (МПа);

τа = (МПа).

12. Из табл. 2.1–2.5 [3] выбираем коэффициенты влияния на предел выносливости.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения Кd :

dк2 К

50 – 0,81

5

20 55 – Δ 0,05

70 0,76

20 – 0,05 Δ =

5 – Δ Кd σ = 0,81 – 0,0125 = 0,797

dк2 К

50 – 0,7

5

20 55 – Δ 0,03

70 0,67

20 – 0,03 Δ =

5 – Δ Кd τ = 0,7 – 0,0075 = 0,693

Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кδτ ):

Кδ = 2,5; Кτ =2,3.

Коэффициенты влияния качества обработки КF :

КF = 0,83.

Коэффициент влияния поверхности упрочнения Кυ :

Кυ = 2.

13. Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости:

δ )Д =

τ )Д =


14. Определяем пределы выносливости в данном сечении:

-1 ) Д = (МПа);

0 ) Д = (МПа);

15. Определяем запас усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям

Sσ =

Sτ =

16. Определяем общий запас усталостной прочности и сравниваем его с допускаемым:

Принимаем [S] = 2

S = S =

S = 16,9 > [S] = 2.

Запас усталостной прочности обеспечен.

1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

Тип подшипника назначается в зависимости от условий работы подшипникового узла, в частности, о наличия осевой силы. Подшипник выбирается по соответствующей таблице в зависимости от диаметра цапфы.

Расчет заключается в определении расчетной динамической грузоподъемности и сравнении ее с грузоподъемностью подшипника, взятой из таблицы Сr расч ≤ Сr – условия работоспособности подшипника.

Из предыдущих расчетов известно:

dn 2 = 50 мм – диаметр цапфы

Fa = 832,2 (Н) – осевая сила

t = 80 °C в подшипниковом узле

ω3 = 28,9 (р/с) – угловая скорость вала

LH – 12000 (час) – ресурс подшипника

Характер нагрузки – умеренные толчки.

УА = 503,8 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости

УВ = – 241 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости

ХА = -808 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости

ХВ = 1527,8 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости

Выбираем подшипник 7210 по табл. К 29 [1] (начиная с легкой серии)

1. Определяем суммарные реакции опор:

RA = (Н);

RВ = (Н);

2. Выписываем из таблицы К 29 [1] характеристику подшипника.

Сr = 52,9 (кН); Сor = 40,6 (кН); e = 0,37; у = 1,6.

3. В соответствии с условиями работы принимаем расчетные коэффициенты.

V = 1 – коэффициент вращения, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника.

Кб = 1,3 – коэффициент безопасности, учитывающий влияние характеристики нагрузки на долговечность подшипника.

КТ = 1 – коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника.

3.1 Определим осевые составляющие от радиальных сил

RS 1 = 0,83 eRA = 0,83 · 0,37 · 952,2 = 294,4 (Н);

RS 2 = 0,83 eRВ = 0,83 · 0,37 · 1546,7 = 475 (Н);

3.2 Определяем расчетные осевые силы.

RS 1 = 294,4 (Н) < RS 2 = 475 (Н)

FA = 832,2 (Н) > RS 2 – RS 1 = 475 – 294,4 = 180,6 (H);

RА1 = RS 1 = 294,4 (Н);

RA 2 = RA 1 + FA = 294,4 + 832,2 = 1126,6 (Н).

3.3 Определяем соотношение RA /V·R

< e = 0,37, то х = 1; у = 0

> e = 0,37, то х = 0,4; у = 1,6.

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

RE 1 = (XVRA + УRa 1 ) KT Kб = (1·1·952,2+0·294,4) ·1·1,3 = 1237,9 (Н);

RE 2 = (XVRВ + УRa 2 ) KT Kб = (0,4·1·1546,7+1,6·1126,6) ·1·1,3 = 3147,6 (Н);

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.

5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:


Сr расч = Re 2 (кН)

Р = 3,33 – для роликовых подшипников

Сr расч = 3147,6(кН).

6. Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность Сr расч и базовую динамическую грузоподъемность Сr :

Сr расч = 15,42 (кН) < Сr = 52,9 (кН).

Подшипник 7210 удовлетворяет заданному режиму работы.

1.12 Выбор посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [2].

Посадка зубчатого конического колеса на вал по ГОСТ 25347–82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6 . Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по H7 . Посадка распорных колец, сальников на вал .

Посадка стаканов под подшипники качения в корпусе, распорные втулки на вал .

1.13 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 [2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σн = 899 МПа и средней скорости V = 2 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 60· 10-6 м2 /с. По табл. 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И‑70А (по ГОСТ 20799–75). Подшипники смазывают пластичным материалом, закладываем в подшипниковые камеры, при монтаже. Сорт смазки выбираем по табл. 9.14 [2] – пресс-солидол марки С (по ГОСТ 43–66–76).

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Требования по технике безопасности:

а) Все вращающиеся детали должны быть закрыты защитными кожухами;

б) Корпус редуктора не должен иметь острых углов, кромок и должен быть оборудован монтажным устройством;

в) На ограждение необходимо поставить блокировку и предупредительный знак.

Требования по экологии:

а) Отработанное масло сливать в предназначенные для этого емкости;

б) Вышедшие из строя детали складировать в специальных помещениях.


Заключение

В курсовом проекте продумана конструкция конического редуктора, выполнены расчеты цепной передачи, валов, колеса, корпуса и крышки редуктора. По каталогам выбраны размеры шпоночных соединений ГОСТ 23360–78 для диаметров 30 и 40 и выбраны подшипники роликовые конические однорядные 7209 и 7210 ГОСТ 27365–87. Для деталей и узлов проведены необходимые проверочные расчеты.

Графическая часть (сборочный чертеж конического редуктора, чертеж колеса конического, чертеж ведомого вала) выполнена согласно требованиям ЕСКД. Продуманы требования по технике безопасности и охране труда; по сборочному чертежу описан процесс сборки редуктора.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:17:12 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:20:08 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Разработка конического 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(151066)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru