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: Редуктор зубчатый прямозубый

Название: Редуктор зубчатый прямозубый
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 09:18:52 10 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 275 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ


Оглавление

1 Задание на курсовой проект

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

4 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.1 Структурная схема редуктора.

4.2 Расчет зубчатых колес редуктора

4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи

4.4 Расчет диаметров валов редуктора.

4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность.

4.7 Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

4.8 Проверка опасных сечений быстроходного вала

4.9 Проверка опасных сечений тихоходного вала

5 Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)

6 Выбор сорта масла.

7 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

8 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ


1 Задание на курсовой проект

1 2 3 4 5


1-электродввигатель

2-упругая втулочно-пальцевая муфта

3-передача

4-комбинированая муфта

5-исполнительный механизм

Задание: для приведенной выше схемы выполнить проект передачи, входящей в него.

Исходные данные:

1.1 Номер варианта……………………………….…….29

Номер схемы……………………………….….……...1

Вид колес………………….……………...прямозубый

Мощность на ведущем валу……………….….2,2 кВт

Частота вращения ведущего вала……..1425 об/мин

ведомого вала ………360 об/мин

Вид нагрузки………….………………….реверсивная

Смазка зацепления………………………….картерная

Срок службы …………………………...…24000 часов

Характер нагружения…..……вибрационная нагрузка

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Учитывая исходные данные, по табл. П1 [1, стр. 390] выбираем двигатель асинхронной серии 4А ( по ГОСТ 19523-81) , мощности P = 2,2кВт , n1 = 1425 об/мин. Условные обозначения 90L4/95 .По табл. П2 [1, стр. 391] определяем диаметр выходного вала для выбранного электродвигателя dэ = 24 мм


3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ И

Передаточное число привода находится по формуле

U12 =n1 /n2 =1425/360 = 4 (3.1)

n1 - частота вращения на ведущем валу, (об./мин.)

n2 - частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)

n1 = 1425 об/мин

n2 =360 об/мин

Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется

Крутящий момент на валу находится по следующей формуле

Т=9,55Ч106 ЧРh/n , (3.2)

где :

Р - мощность электродвигателя, (кВт)

h-КПД

n -частота вращения вaлa, (об/мин)

КПД привода принемаем за единицу h=1

Определяем крутящий момент на ведущем валу

T1 = 9,55Ч106 Ч2,2/1425 = 14735,65 НЧмм

Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

T2 = T1 ЧU12 =14735,65 Ч 4 = 58942,6 НЧмм


4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.2 Расчет зубчатых колес редуктора

4.2.1 Выбор материалов и их характеристики.

Принимаем согласно рекомендациям табл. 2,6 - 2,8 [З] марку материалов и их термообработку. Выписываем механические характеристики из табл. 2.8 [3].

Материал детали :

шестерня сталь 45

колесо сталь 45

Вид термообработки:

шестерня улучшение

колесо улучшение

Твердость:

шестерня HB 300

колесо HB 240

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

шестерня NHO1 =1,7Ч107

колесо NHO2 =1,3Ч107

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня Nfo1 =4Ч106

колесо Nfo2 =4Ч106

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня sHO1= 580 н/мм2

колесо sHO2 =514 н/мм2

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня sfo1 =294 н/мм2

колесо sfo2 =256 н/мм2

4.2.2 Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передач определяем допускаемые напряжения:

а) Допускаемое контактное напряжение

[sH ] = sHO ЧКн (4.2.1)

sHO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1

Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость

NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формуле

Nнe = Nfe = 60ЧhЧn (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

Nнe1 = Nfе =60Ч24Ч103 Ч1425 = 2052000000

(4.2.3)

КHL1 = 1

[sH1 ] = sHO1 ЧКH1 =580Чl = 580 н/ мм2

Колесо

NHE = NFE = 60Ч24Ч103 Ч360 = 518400000

(4.2.4)

КHL2 = 1

[sH2 ] = sHO2 Ч Кн2 =514 Ч l = 514 н/ мм2

б) Допускаемое напряжение при изгибе

[sF ] = sFO ЧKF (3.3.4)

sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе цик­лов (см. п. 3.2)

KF - коэффициент долговечности, принимается = 1

NFO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость

NFE - эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

NFE1 = NHE1 = 2052000000

(4.2.5)

KFL1 = 1

[sF1 ] = sFO1 ЧKFL1 = 294Ч1 = 294 н/мм 2

Колесо


NFE2 = NHE2 = 518400000

(4.2.6)

KFL2 = 1

[sF2 ] = sFO2 ЧKFL2 = 256Ч1 = 256 н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напр яжение для пер едачи

[sH ] = min([sH1 ],[sH2 ]) (4.2.7)

[sH1 ] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[sH2 ]- допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [sH2 ]=514 н/мм2

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

Ориентировочное значение межосевого расстояния аw , согласно рекомендациям табл. 2.9 [3] определяется следующей формулой

(4.2.8)

КA - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)

U12 - передаточное число (см. п. 3)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)

Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. ниже)

yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[sH ] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи (см. п. 4.2.2)

Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "-'' колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле (4.2.8) соответствует знак «+».

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент относительной ширины колес yBA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: yBA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент yBD вычисляем по формуле

yBD = yBA Ч(1+U12 )/2 (4.2.9)

yBD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

КA - определяем из таблицы 2.10 [3]

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты Кa = 49,5 (н/мм2 )

ZM = 274 (н/мм2 )

КHB - определяем из таблицы 2.11 [3]

Твердость <350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

КH b =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца

KF b = 1,15

Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния

(4.2.10)

Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл. 2.5 [3]):

Aw = 100 мм

б) Значение модуля

Определяем значение модуля m = mn из соотношения

m = (0,01 - 0,03) Ч Aw (4.2.11)

Рассчитываем

m = 0,02Ч100 мм

Значения модуля лежат в диапазоне от 1,0 мм до 3,0 мм. Выбираемые в соответствии со стандартом, одно из значений таблицы 2.22 [З]

mn = 2,0 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:

b2 = yBA ЧAw (4.2.12)

Рассчитываем


b2 = yBA ЧAw = 0,4Ч100 = 40 мм

Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров

b2 = 40 мм

Рабочая ширина шестерни определяется соотношением

b1 = b2 + (2 - 5) = 40+5 = 45 мм (4.2.13)

В соответствии со стандартами числовых значений таблицы 2.5 [З], выбираем из полученного диапазона следующее значение для рабочей ши­рины шестерни

b1 = 45 мм

г) Число зубьев шестерни и колеса

Aw = mn Ч(Z1 +Z2 ) / (2Чcos(b)) (4.2.14)

ZS = Z1 +Z2 = 2Aw . cosb / mn

Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о

Вычислим ZS (сумарное число зубьев)

ZS = AwЧ2Чcos(b)/mn = 100Ч2Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)

Определим Z1 и Z2 из соотношения U12 =Z2 /Z1

cos(b)=0

Z2 = U12 Ч Z1 =>U12 = Z2 /Z1 = 80/20 = 4

Zl = 20 - число зубьев шестерни

Z2 = 80 - число зубьев колеса

д) Делительные диаметры колеса и шестерни

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам: [1, стр. 37]

d1 = Z1 Чmn /cos(b) (4.2.16)

d2 = Z2 Чmn /cos(b) (4.2.17)

d1 = 20Ч2/1 = 40 мм

d2 = 80Ч2/1 = 160 мм

Осуществим проверку правильности полученных результатов

Aw = (d1 +d2 )/2 (4.2.18)

Aw = (40+160)/2 = 100 мм

Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.

Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения

Диаметр вершин зубьев

шестерни dA1 =d1 +2Чmn =40+2Ч2 = 44мм (4.2.19)

колеса dA2=d2+2Чmn =160+2Ч2 = 164 мм (4.2.20)

Диаметр впадин зубьев

шестерни dF1=d1 –2,5Чmn =40-2,5Ч2 = 35 мм (4.2.21)

колеса :dF2=d2 –2,5Чmn =160-2,5Ч2 = 155 мм (4.2.22)


е)Степень точности передачи

определяем окружную скорость колес по формуле

V = pЧdl Чnl /60Ч103 (4.2.23)

V = 3,14Ч37,14Ч1425/60Ч103 = 2,985 м/с

Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи

степень точности передачи Ст-9

4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи

а) Расчет на контактную выносливость

Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH ], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]

Для цилиндрических передач

(н/мм2 ) (4.3.1)

ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)

ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)

ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)

WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

U12 - передаточное число (см. п, 3)

dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0o

ZH = 1,76

Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]

ZE = 0,90

Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]

ZМ =274

1.Коэффициент торцового перекрытия

Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2 )] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)

2.Коэффициент осевого перекрытия

Eв = b2 Чsin(b)/(mn ) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)

Определим удельную расчетную окружную силу WHT : [3, табл. 2.8 , стр 20]

WHT = 2ЧT1 ЧKH a ЧK . KHV /(d1 Чbw ) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)

K - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

K - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)

bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент K определим из таблицы 2.19[3]:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты KHA =1,16

KHB =1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

Твердость поверхности зубьев < 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты KHV =1,2

KFV =1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем

Проверяем условие sH < [s'H ]

Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.

б) Расчет на выносливость при изгибе

Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF ], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

Для цилиндрических передач

sF = YF1 ЧYB ЧWFT /m < [sF ] (4.3.5)

YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)

YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];

1. Эквивалентное число зубьев:

ZV = Z/cos3 (b) (4.3.6)

ZV = 80/13 = 80 - для колеса

ZV = 20/13 = 20 - для шестерни

Шестерня

ZV = 20

YF = 4,08

Колесо

ZV = 80

YF = 3,61

Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]

Угол наклона зуба b = 0o


YB = 1

Определим удельную расчетную окружную силу WFT

WFT = 2ЧT1 ЧK ЧK ЧKFV /d1 Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)

KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)

KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

По формуле (4.3.5) рассчитываем sF

Колесо

sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2

Шестерня

sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2

Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.

4.4 Расчет диаметров валов редуктора

Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

(4.4.1)

T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)

[tk ]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]

[tk ] = (10 - 15) Н/мм2

а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)

[tk ]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])

d1=17

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d2 = 17 мм

Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1 . Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) Чdэ

Исполнение 90L4/95

Мощность 2,2 кВт

Асинхронная частота вращения 1425 об/мин

Диаметр хвостовика двигателя 24 мм

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм

2) Диаметр вала под подшипник

Принимаем d1п = 30 мм

3) диаметр буртика подшипника

d1бп = d1п +3. r = 36 мм

б) Тихоходный вал

1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)

[tk ]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])

d2=26,984

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d2 = 28 мм

2) Диаметр вала под подшипник

Принимаем d2п = 30 мм

3) диаметр буртика подшипника

d2бп = d1 п +3. r = 36 мм

4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем dк = 36 мм

5)Диаметр буртика колеса

dбк = dk +3f = 39 мм

4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].

Толщина стенок корпуса

d і0,025·аw +1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм

Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки

d1 і0,02·аw +1 = 0,02·100+1 = 3 мм

Принимаем d1 = 8 мм

Толщина фланцев

Верхнего пояса крышки и корпуса

b = b1 =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм

Нижнего пояса корпуса

p = 2,35 · 8 = 19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1 = (0,03 – 0,036)aw +12 = 15 мм

Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу

d2 = (0,5 – 0,6)d1 = 9 мм

4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность

а) Предварительный выбор

По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])

1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :

обозначение 206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=15300 Н

СO = 10200 Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :

обозначение 7206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=29800Н

СO = 22300Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

б)Построение эпюр моментов быстроходного вала


в)Построение эпюр моментов тихооходного вала

г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)

1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)

Окружная составляющая

Ft = 2ЧT1 /d1 = 2Ч14740/40 = 736,783 Н (4.6.1)

T1 - крутящий момент на ведущем валу , (НЧмм)

d1 - делительный диаметр шестерни ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н (4.6.2)

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

FA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н (4.6.3)

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx1 = Rx2 = Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н

Ry1 = Ry2 = 1,374Ч103 Н

Определяем суммарные радиальные реакции


(4.6.6)

Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H

Осевые нагрузки для быстроходного вала :

S=0,83. e. Fr = 0,83Ч0,36Ч2,747Ч103 = 820,804 H (4.6.7)

В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:

FaI = S=820,804 H

FaII = S + Fa =820,804 +0 = 820,804 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H (4.6.8)

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

Kt =1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):

Lh=106 Ч(C/ Рэ )p /60Чn (4.6.9)

С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем роликоподшипник

Lh = 106 Ч (29800/3296)3,33 /60 Ч1425 = 1,788 . 104 ч

Lh = 1,788 . 104 > 24Ч103 (заданный срок службы)

Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)

1) Реакции в опорах

2) Ft = 2ЧT2 /d2 = 2. 58942,6/160 = 736,783 Н

Т2 - крутящий момент на ведомом валу , (НЧмм)

d2 - делительный диаметр колеса ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

FA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx1 = Rx2 = Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н

Ry1 = Ry2 = 1,374Ч103 Н

Определяем суммарные радиальные реакции

Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H

Осевые нагрузки для тихоходного вала :

S=e. Fr = 0,36Ч2,747Ч103 = 988,92 H

В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:

FaI = S=988,92 H

FaII = S + Fa =988,92 +0 = 988,92 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

Kt =1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):

Lh=106 Ч(C/ Рэ )p /60Чn (4.6.9)

С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем

шарикоподшипник

Lh=106 Ч(C/ Рэ )p /60Чn = 106 Ч(15300/3296)3 /60Ч360 =4,631. 104 ч

Lh = 4,631. 104 > 24Ч103 (заданный срок службы)

Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

4.7 Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

Шпонки призматические

Материал шпонки: сталь 45 чисто тянутая

Предел текучести материала шпонки sв >600 Н/мм2 см. параграф 8.4 [1]

Допускаемое напряжение смятия [s]см = 70 МПа

1) Ведомый вал

диаметр вала d2 = 28 мм

длина l = 32 мм

высота шпонки h = 7 мм

ширина шпонки b = 8 мм

глубина паза вала t1 =4,0 мм

втулки t2 =3,3 мм

Проверочный расчет на смятие

Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (п. 3.3) [7]

sсм max =2ЧT / dЧlЧ(h- t1) < [sсм ] (4.7.1)

Т - передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (НЧмм)

d - диаметр вала в месте установки шпонки (см. выше) (мм)

h - высота шпонки (см. выше) (мм)

b - ширина шпонки (см. выше); (мм)

l - длина шпонки (см. выше) (мм)

[sсм ] - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

Рассчитываем по формуле (4.7.1):

sсм max = 2. 58940/28 . 32 . (7 - 4) = 43 МПа

3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, что напряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонок данного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамках проектируемой передачи.

5.8 Проверка опасных сечений быстроходного вала 5hmhffyrw3ZY754FV7THH

Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2 )

Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки

(см. формулу 9.11 [1])

Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника см. выше

а = 16.3

Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)

L1 = L2 = 61 мм

Материал вала

Сталь 45 . Термическая обработка – улучшение

Среднее значение sв = 780 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

s-1 @ 0,43 *sв

s-1 = 0,43*780 = 335 Мпа


Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1

t-1 = 0,58*335 = 193 Мпа

а)Сечение А-А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение

Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки

t1 – глубина паза

Wk = 3,14*263 /16-8*4*(26-4)2 /2/26 = 3151 мм3

tu = tm = 41446/2/3151 = 6.6 МПа

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

kt = 1.68

et = 0.79

Для принятого материала вала yt = 0.1

S = St = 13.6

Такой большой запас прочности обьясняется необходимостью увеличения диаметра под стандартную муфту.

Заключение: прочность в сечении А-А обеспечена

б) Сечение B-B

Принимаем диаметр вала d @ df1 @32 мм

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты :

yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

ks =1.78; kt = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])

es = 0.90; et = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Мx =RxII *L2

Мx = 506,8*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Мy =RyII *L2

Мy = 331,4*61 = 30915 Н*мм

Суммарный изгибающий момент

Н*мм

Момент сопротивления кручению

W=3,14*323 /32 = 3215 мм3

Aмплитуда нормальных напряжений изгиба

su = 23.2 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений


sm = 566,8/3,14/322 *4 = 0.71 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

Ss = 7.3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk – момент сопротивления кручению

Wk = 3,14*323 /16 = 6430 мм3

tu = tm = 41446/2/6430 = 3.2 МПа

St = 28.5

S=7.0

Заключение: прочность в сечении В-В обеспечена

4.9 Проверка опасных сечений тихоходного вала

Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2 )

Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки (см. формулу 9.11 [1])

Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника

а = 16.3 мм

Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)

L1 = L2 = 61 мм

Материал вала

Сталь 45 . Термическая обраьотка – нормализация

Среднее значение sв = 570 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба s-1 @ 0.43 *sв

s-1 = 0,43 * 570 = 246 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1

t-1 = 0,58*246 = 142 Мпа

а)Сечение С-С

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение

Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки

t1 – глубина паза

Wk = 3,14*403 /16-8*5*(40-5)2 /2/40 = 11648 мм3

tu =tm =248676/2/11648 = 10.2

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

kt = 1.50

et = 0.73

Для принятого материала вала yt = 0.1

S = St = 6.4


Заключение: прочность в сечении С-С- обеспечена

б) Сечение D-D

Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицевого соединения

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты :

yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

ks =1.55; kt = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])

es = 0.85; et = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Мx =RxII *L2

Мx =1116*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Мy =RyII *L2

Мy =331,4*61 = 30915 Н*мм

Суммарный изгибающий момент

Н*мм

Момент сопротивления кручению

W=3,14*523 /32 = 13797 мм3

Aмплитуда нормальных напряжений изгиба

su = 74767/13797 = 5.4 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

sm = 566,8/3,14/522 *4 = 0.27 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

Ss = 23


Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk – момент сопротивления кручению

Wk = 3,14*523 /16 = 27594 мм3

tu = tm = 248676/2/27594 = 4.3 МПа

St = 14.8

S=12.4

Заключение: прочность в сечении D-D обеспечена


5 Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)

Материал штифта: сталь 45, закаленная до HRC 38 – 43

Диаметр срезного штифта см.формулу 11.3 [1]

где :

Тm – максимальный момент

R – расстояние от осивала до оси штифта

tср –предел прочности на срез для материала штифта

tср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]

Tm = 1,05kTном = 1,05*2,5*248676 = 626664 Нмм

k=2,5 см. табл. 11.3 [1]

Принимаем R = 65 мм

Округляем значение d вверх до стандартного значения по ГОСТ 3128 – 70

d = 4 мм


6 Выбор сорта масла

Смазывание шевронного зацепления производится окунанием шевронного колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес.

По табл. 10.18[1] устанавливаем вязкость масла:

Контактные напряжения,sH : до 550 МПа

окружная скорость V: до 1.5 м/с

вязкость масла: 34Ч10-6 м2

Согласно табл. 10.10 [1] осуществляем выбор масла:

Вязкость масла: 34Ч10-6 м2

Сорт масла: индустриальное.

Марка: И-40А.

Камеры подшипников заполнять пластичным смазочным материалом УТ-1, натриевой основы(см, табл. 9.14 [1])


7 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

Сопрягаемые детали

Посадка

Предельные отклонения

Предельные размеры, мм

Схемы посадок

Наиб. наим. натяги зазоры, мкм

Подшипник

Качения – вал

+

-

Подшипник

Качения – корпус

+

-

Крышка подшипника – корпус

+

-

Подшипник качения – вал

+

-

Подшипник качения – корпус

+

-


8 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский, К. Н. Боков; И. М. Чернин и др. М.: машиностроение, 1987.

2. Проектирование механических передач /Под ред. С. А. Чернавского 5-е изд.: Машиностроение; 1984, 558 с.

3. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам "Основы конструирования " и "Основы инженерного проектирования". Механические передачи. С. ф. Мороз, Н. А. Аксенова, В. В. Баранов и др., М.: Изд-во МЭИ, 1987.

4. Методические указания к курсовому проектированию по курсам "Основы конструирования", "Конструирование машин", "Инженерное про­ектирование". Ю. И. Сазонов. М.: Изд-во МЭИ, 1991.

5. Общетехнический справочник /Под ред. Е. А, Скороходова - 2-е изд., перераб., и доп. - М.: Машиностроение. 1982.415 с.

6. Оформление расчетно-пояснительной записки (РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета (ТР). А. Г. Фролов - М.: Изд-во МЭИ,1989.

7. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсу "Основы конструирования". Соединения /Под ред. С. Ф. Мороз -М.: Изд-во МЭИ, 1981.

8. Машиностроительное черчение /Под ред. Г. П. Вяткина - 2-е изд., перераб, и доп. - М,: Машиностроение, 1985.368 с.

9. "Конструирование узлов и деталей машин", П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, М.: Высшая школа, 1985.

10. "Детали машин", П. Г. Гузенков, 3-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. Школа, 1982ю-351 с., ил.

11. "Детали машин" атлас конструкций 1, 2 части; /Под. Ред. Д.Н. Решетова, 5-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1992 г.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:34:43 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:39:30 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Редуктор зубчатый прямозубый

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(151454)
Комментарии (1844)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru