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 коническо-цилиндрический

Название: Редуктор коническо-цилиндрический
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 01:36:21 13 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 351 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Редуктор коническо-цилиндрический


Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке

Кинематическая схема привода


1- электродвигатель, 2 – муфта, 3 – редуктор, 4 – муфта, 5‑исполнительное устройство, 6 – рама

Разработать:

1. Сборочный чертеж редуктора

2. Сборочный чертеж муфты

3. Сборочный чертеж привода

4. Рабочий чертеж корпусной детали

5. Рабочие чертежи детали.

Исполнительные устройства в зависимости от назначения и основных функциональных признаков работают широком диапазоне скорости и нагрузок. В качестве примеров использования ИУ можно привести: подъемный транспорт, металлургическое машиностроение, самолетостроение и др. Наиболее распространенным видом передач является зубчатая передача.

Общие сведения о редукторах

Если угловая скорость на выходе wдб меньше угловой скорости на выходе wиу , то передачу называют мультипликатором. Если wдб > wиу , то передачу называют редуктором. В связи с общей тенденцией повышения скоростей движения скоростей движения наибольшее распространение получили передачи, предназначенные для понижения угловых скоростей и соответствующего ему повышения моментов. Передаточное отношение редуктора определяется отношением угловых скоростей двигателя и ИУ.

Up = wдб / wиу

Пара сопряженных зубчатых колес в редукторе образуют ступень. Редукторы могут состоять из одной / одноступенчатые/ или нескольких / многоступенчатые/. Ступени могут быть составлены из разных колес. Выбор числа ступеней редуктора определяется передаточным отношением редуктора. Ступень редуктора, непосредственно соединенная с двигателем, называют быстроходной, а ступень, выходной вал которой соединен с ИУ – тихоходной. Параметрам ступеней присваивают индексы Б или Т. Меньшее зубчатое колесо ступени называют шестерней, большей – колесом. Параметрам шестерни присваивают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2.

Виды редукторов

Г

В

Б

трехосный цилиндрический;

– трехосный цилиндрический;

– соосный;

– трехосный коническо-цилиндрический.

Выбор электродвигателя


Pиу = P xz xz = xзб +xзт + xм 2 + xпп 3 = 0,98 * 0,98 * (0,99)2 = 0,975

Pиу = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт

Потребная мощность не должна превышать номинальную мощность Pэв более чем на 5%. Используя номограмму можно определить номинальную мощность Pэв. Частота вращения И.У. nиу = N2 = 67 об/мин, мощность p(NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Электродвигатель марки 4A112MA6, номинальная мощность Pэв = 3 кВт частота вращения ротора nэв = N1 = 955 об/мин.


Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням

Рассчитываем передаточное отношение для редуктора

Up = Uб Uт = n дв / nиу = 955 / 67 = 14.25

Рассчитываем передаточное отношение для тихоходной ступени

Uт = a Up k ;

коэффициенты при yт = 0.8 соответственно a = 1,77; k = 0.298. Uт = 1.77*14.250.298 = 3.907

Рассчитываем передаточное отношение для быстроходной ступени.

Uб = Up/Uт = 14,25/3,907 = 3,64

Рассчитываем коэффициент рабочей ширины венца для быстроходной ступени.

yб = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64

Рассчитываем угловые скорости

w1 ,w2 ,w3 . w1 =pnдв /30, w1 =100.007 рад/с,

w3 = pnиу /30 = 7,016 рад/с,

w2 =w1 /wб = 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

T = (1000P)/ w1 = (1000 *2.96)/100.007 = 29.597

Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен

1 =(1000*2,96)/27,412 =107,5

Крутящий момент на шестерни тихоходной ступени равен

1 =(1000*2,96)/7,016 =419,6

Наименование

Размерность

Символ

Б ступень

Т ступень

1

Передаточное отношение

-

U

3.648

3.907

2

Угловая скорость шестерни

рад/с

w1

100.007

100.007

3

Угловая скорость колеса

рад/с

w2

27.412

27.412

4

Крутящий момент

НМ

T1

29.598

105.281

5

Коэффициенты рабочей ширины

-

y

0.64

0.8

Подводимая мощность

P1 = Pпотр * x муф = 2,96* 0,98 = 2,9

P2 = Pпотр * x муф xп п = 2,96* 0,98 * 0,99 = 2,87

P3 = Pпотр * x муф xпп x зац = 2,96* 0,98*0,99*0,97 = 2,78

Vp = 100.07/7.16 = 13.96

Vб = 100.007/27.412= 3.67

Vт = 27.412/7.16 = 3.82

Результаты выводов по кинематическим расчетам в виде диаграммы


Редукторная передача обеспечивает понижение круговых скоростей

При передаче мощности неизбежны ее потери

Вращающийся момент увеличивается

Расчет конической прямозубой передачи

Приближенное значение среднего диаметра шестерни

dm 1 (DM 11) = K1 K2 *(1.1 T1 (6.5‑U))1/3 = 13.446 *[1.1* 29,585* (6.5 – 3.648)]1/3 = 60.89 мм

K1 (COEF1) = 780/[G]2/3 н = 780/58 = 13.446

K2 =1.0

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = (v1 dm 1 )/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

KH B (KHB) = 1 + CH (bw /dw 1 )YH = 1 + 0.339 (38/60.89)1.1 = 1.208; KFB (KFB) = 1 + CF (bw /dw 1 )YF = 1.419.

Уточненные значения среднего диаметра шестерни

dm1 (DM12) = K1 K2 [(T1 KHB KHV [U2 +1]1/2 )/(0.85Ybd U)]1/3 = 13.446 [(29,585*1.208 *1.419*[3.648*3.648 +1]1/2 )/(0.85*0.64*3.648)]1/3 = 58.44

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

bw (BW1) = Ybd dm 1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

Re (RE1) = 0.5dm 1 [(U2 +1)1/2 Ybd ] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)1/2 +0.64] = 129.29

Модуль mte , числа зубьев шестерни Z 1 и колеса Z 2 . mte (MOD1) = 0.025*Re = 0.025*129.29 = 3.23. Z1 (ZET11) = (2*Re )/[mte (U2 +1)1/2 ] = 2*129.29/[3.23*(3.648*3.648 +1)1/2 ] = 22.79. Z2 (ZET21)= Z1 U = 83.91. (ZET1)= 23, (ZET2) = 84

Реальное передаточное число Uд и его отклонение от выбранного значения DU. Uд (UREAL) = Z2 /Z1 = 3.65; DU (DELTU) =(Uд - U)/U = 0.11

Геометрические параметры зубчатых колес:

d2 (DELT2) = arctg (Z2 /Z1 ) = 74,6871

d1 (DELT1) = 90° – d2 = 15,3129

de1 (DE1) = mte1 Z1 = 69,00

de2 (DE2) = mte2 Z2 = 252,00

dae1 (DAE1) = de1 +2mte sin(d2 ) = 74,79

dae2 (DAE2) = de2 +2mte cos(d2 ) = 253,58

Re (RE) = 0.5 (de1 2 – de2 2 )1/2 = 160,64

dm1 (DM1) = de1 -bw cos(d2 ) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(v1 dm1 )/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g- Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

KH b (KHB) = 1+CH (bw /dw1 )YH = 1,208

KF b (KFB) = 1 + CH (bw /dw1 )YF = 1,419

Удельная расчетная окружная сила

WHt (WHT) = (2000*T1 KH b KHV )/(bw dm1 ) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение dн (REALH) = ZM *ZH * [(WHt [Z1 2 +Z2 2 ]1/2 )/(0.85dm 1 Z2 )]1/2 = 275 * 1.77 * [(37.9*[232 + 842 ]1/2 )/(0.85*60.89 * 84)] =431.02

Условие прочности на контактную выносливость.

dн/[d]H =431.02/441.82 = 0.97 – условие прочности соблюдается

Недогрузка по контактной прочности

Ddн(DSIGH) = (1-dн/[d]H ) * 100% = 2.44%

Ширина колеса b2 и ширина шестерни b1 . b2 = b1 = bw = 38

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев (выбирают в соответствии из таблицы в соответствии с коэффициентами

Z1 Z2 ) УF 1 (УF1) = 3.9;

УF 1 (УF1) =3.6;

Zv1 (ZETV1) = Z1 /sin(d2 ) = 23/sin (74.688) = 23.8; Zv2 (ZETV2) = Z2 /cos(d2 ) = 84/ cos (74.688) = 318.12;

Частные коэффициенты нагрузки при изгибе

KFB (KFB) = 1+CF (bw /dw 1 )YF = 1+0.162 (38/60.89)1.37 = 1.419; KFV (KFV) =1 +(KHV - 1)*(dF KH a KH b )/(dH KF a KF b ) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

WFt (WFT) = (2000 T1 KFB KFV )/(bw dm 1 ) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38

Средний модуль

mtm (MODM)= dm 1 /Z1 =60.89/23 = 2.56

Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни

dF 1 dF 2 . dF1 (REALF1) = (УF1 * WFt )/(0.85mte ) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; dF2 (REALF2) = (УF2 * WFt) /(0.85mte) = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Приближенное значение начального диаметра шестерни.

dw 1 =66.74; K1 (COEF1) =13.446; K2 =0.84

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = = 0.91 (8,9)

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактною прочность

KH a = mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB (KHB1) = 1.059; KHV (KHV1) ==1.012

Утоненное значение начального диаметра шестерни

dw 1 (DW12) = = 65.69

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

bw (BW1) = Ybd dw 1 = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53;

Межосевое расстояние

aw (AW1) = 0.5dw 1 (U+1)=0.5*65.69 (0.64+1) = 161.17; AW = 160;

Модуль, угол наклона зубьев В и числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

m(MOD1) = 0.02aw = 3.2; MOD = 3; 0.17; b1 (BETA1)=10.243; Zå 1 (ZETE1)= =104.97; Zå = 104; b= =12.8384; Z1 (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z2 (ZET2) = Zå - Z1 =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения

Uд (UREAL)= =3.95; DU(DELTU)= = 1.16;

Геометрические размеры зубчатых колес:

dw 1 (DW1) =(mZ1 )/(cosB) =

dw2 (DW2) = (mZ2 )/(cos B) =

da1 (DA1) = dw1 + 2m =

da2 (DA2) = dw2 + 2m =

Проверочный расчет на контактную прочность

V(V) = 0.89

Уточнение степени точности

m=0.00814; l = 1.051; g0 =8;

Частные коэффициенты нагрузки

KH a = mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB (KHB1) = 1.061; KHV (KHV1) = = 1.011

Удельная расчетная окружная сила

WHt (WHT)= =73.23

Расчетное контактное напряжение

ZM (ZM)=275; ZH (ZH)=1.764Cosb0.872 = 1.728; ZE (ZE)= =0.779; Eb = 1.25; Ea = 1.647; dH (REALH) = ZM ZH ZE * =441.22;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

DdH (DSIGH)= ;

Ширина колеса b2 и ширина шестерни

b1 . b2 (B2) = bw = 53; b1 (B11)=b2 +0.6* =53+0.6 =57.37; (B1)=58;

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

ZV 1 (ZETV1)= 22.66; ZV 2 (ZETV2)= 89.55; YF 1 (YF1) = 3.98; YF 2 (YF2)=3.6;

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб

KF b (KHB) = = 1.123; KFV (KFV)==1.034;

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

WFt (WFT) = = 71.44

Расчетные напряжения изгиба. YE (YEPS)=1; Yb (YBET) = 0.91

dF1 (REALF1)= 86.08<[d]F1 ; dF2 (REALF2)= 77.87<[d]F2 ;


Реакции от сил в плоскости от XOZ:

å MA =0;

Ft l1 -Rbg l2 =0;

Rbg =(Ft l1 )/l2 = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

å MB =0;

Ft (l1 +l2 ) – Rag l2 =0;

Rag = Ft (l1 +l2 ) / l2 = 1003.92 (45.7+99.5)/ 99.5 = 1465.01

Проверка найденных сил:

å X = -1003.92 +1465 – 461.09 = 0

Все силы найдены правильно

Реакции от сил в плоскости YOZ:

å Ma = 0;

Fa1 dm1 /2 – Rbb l2 – Fr1 l1 = 0;

Rbb =(Fa1 dm1 /2 – Fr1 l1 )/l2 =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19

å Mb =0;

Fa1 dm1 /2 – Fr1 (l1 +l2 ) – Rab l2 = 0;

Rab = (Fa1 dm1 /2 – Fr1 (l1 +l2 ))/l2 =

(96.50*27.5 – 352.42 (45.7+99.5))/99.5 =-487.61

Проверка полученных результатов:

å Y = 1570.12 – 353.467 -1216.48 = 0;

RrB =480,5

RrA =1544.02

Построение эпюр моментов

Плоскость YOZ

сечение B: Мx +Rbb x = 0;

Мx = – Rbb x

x=0 -> Mx = 0; x=l2 = 99.5 -> Mx = -13.45

сечение A: MX +Rbb (x+l2 ) – Rab x = 0

MX = – Rbb (x+l2 ) + Rab x

Mx = x(Rab – Rbb) – Rl2

x =0 -> Mx = -13.45; x=l1 = 45.7 ->Mx = 2.65


Горихзонтальная плоскость XOY

сечение B Мx = 0;

сечение A MX = Rag l2 = 1465.01*99.5 = 145.7

сечение E Mx = Rag l2 -Ft (l1 +l2 ) =145.7 – 145.7 = 0;

Расчет промежуточного вала:

Реакции опор в плоскости XOY:

å MA =0;

Rbg (l1 +l2 +l3 ) – Ft2 *l1 – Ft1 (l1 +l2 )=0;

Rbg =(Ft2 *l1 + Ft1 (l1 +l2 ))/(l1 +l2 +l3 ) = 2333.8

å MB =0;

Rag (l1 +l2 +l3 ) +Ft1 *l3 +Ft2 (l2 +l3 ) =0;

Rag = (-Ft1 *l3 – Ft2 (l2 +l3 ))/(l1 +l2 +l3 ) = -1928.79

Проверка найденных сил:

å X = -1928.79–2333.8 +3258.69+1003.92 = 0

Реакции опор в плоскости ZOY:

å MA =0;

– Fa2 *d1 /2+Fr2 *l1 -Fr1 *(l1 +l2 ) – Fa1 *d2 /2 – Rbb *(l1 +l2 +l3 ) =0;

Rbb =(-Fa2 *d1 /2+Fr2 *l1 -Fr1 *(l1 +l2 ) – Fa1 *d2 /2)/(l1 +l2 +l3 ) = -977.96

å MB =0;

– Fa2 *d1 /2 – Fr2 *(l2 +l3 )+Fr1 *l3 – Fa1 *d2 /2 – Rab *(l1 +l2 +l3 )=0;

Rab = (-Fa2 *d1 /2 – Fr2 *(l2 +l3 )+Fr1 *l3 – Fa1 *d2 /2)/(l1 +l2 +l3 ) = 141.99

Проверка найденных сил:

å X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0

RrB = =2530.38;

RrA = = 1934

Построение эпюр моментов:


В плоскрсти ZOY

Сечение А: Mx – Rab x = 0

Mx = Rab x

x=0 -> Mx =0; x =l1 = 42.5 -> Mx = 6.03

Сечение E: Mx – Rab (l1 +x) – Fa 2 d1 /2 – Fr 2 x =0

Mx = Rab (l1 +x) + Fa2 d1 /2 + Fr2 x =0

Mx = x(Rab + Fr2 ) +Rab l1 + Fa2 d1 /2

x = 0 -> Mx = 29.99; x = l2 = 60.5 ->Mx = 44.41

Сечение B: Mx – Rab (l1 +l2 +x) – Fr2 (l2 +x) – Fa2 d1 /2 – Fa1 d2 /2 +Fr1 x = 0

Mx = Rab (l1 +l2 +x)+Fr2 (l2 +x) + Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 – Fr1 x

Mx = x(Rab +Fr2 – Fr1 ) + l1 Rab +l2 (Rab +Fr2 ) + Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2

x = 0 -> Mx = 57.77; x = l3 = 59.1 -> Mx = 0


В плоскости XOY:

Сечение A: Mx – Rag x = 0

Mx = Rag x

x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 42.5 -> Mx = 81,97

Сечение E: Mx – Rag (l1 + x) + Fr 2 x – Fa 2 d1 /2 = 0

Mx = Rag (l1 + x) – Ft2 x +Fa2 d1 /2

Mx = x(Rag – Ft2 ) + Rag l1 +Fa2 d1 /2

x = 0 -> Mx = 105.93; x = l2 = 60.5 -> Mx = 161.25

Сечение B: Mx – Rag (l1 +l2 +x) + Ft2 (l2 +x) +Fr1 x – Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 = 0

Mx = x(Rag – Ft2 – Ft1 ) +l1 Rag +l2 (Rag – Ft2 ) +Fa2 d1 /2 – Fa1 d2 /2

x= 0 -> Mx =; x = l3 = 59.1 -> Mx = 0

Расчет тихоходного вала:

Реакции опор в плоскости ZOY:

å MA = 0

Rbb (l1 +l2 ) + Fa2 d/2 – Fr2 l1 = 0

Rbb =(Fr2 l1 - Fa2 d/2)/(l1 +l2 )

Rbb = (128.58 – 94.8)/(164.9) = 204.851

å MB = 0

– Rab (l1 +l2 ) +Fa2 d/2 +Fr2 l2 = 0

Rab = (Fa2 d/2 +Fr2 l2 )/(l1 +l2 )

Rab = (94.8+)/164.9 = 1011.6

Проверяем найденные реакции:

Rab + Rbb -Fr 2 = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0

Все силы направленны правильно

Реакции опор в плоскости XOY:

å MA = 0

Rbg (l1 +l2 ) – Ft2 l1 + Fa2 d/2 =0

Rbg = (Ft2 l1 - Fa2 d/2) /(l1 +l2 )

Rbg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

å MB = 0

– Rag (l1 +l2 ) + Fa2 d/2 +Ft2 l2 =0

Rag = (Fa2 d/2 +Ft2 l2 )/(l1 +l2 )

Rag = (94.8 +)/164.9 = 1744.7

Проверяем найденные реакции:

– Rag – Rbg + Ft 2 = -1513.9 – 1744.7 + 3258.69 = 0

Все силы направленны правильно

RrB = =1527.68;

RrA = = 2016.75;

Построение эпюр моментов:

В плоскости ZOY:

Сечение А: Mx – Rab x = 0

Mx = Rab x

x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 106.92

Сечение B: Mx – Rab (l1 +x) +Fr 2 x + Fa 2 d/2 = 0

Mx = Rab (l1 +x) – Fr2 x – Fa2 d/2

Mx = x(Rab – Fr2 ) + Rab l1 – Fa2 d/2

x = 0 -> Mx = 12.11; x = l2 = 59.2 -> Mx = 0

В плоскости XOY:

Сечение А: Mx – Rag x = 0

Mx = Rag x

x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 184.41

Сечение B: Mx – Rag (l1 +x) +Ft 2 x + Fa 2 d/2 = 0

Mx = Rag (l1 +x) – Ft2 x – Fa2 d/2

Mx = x(Rag – Ft2 ) + Rag l1 – Fa2 d/2

x = 0 -> Mx = 89.61; x = l2 = 59.2 -> Mx = 0

Расчет сечения на статическую прочность

Предположительно опасным сечением является сечение B в тихоходном валу.

Результирующий изгибающий момент:

213,18*103 H*мм

Осевой момент сопротивления сечения:

= 8362 мм 3

Эквивалентное напряжение:

=55.4

Коэффициент запаса прочности текучести при при коэффициенте перегрузки Kп =2.5

3.9 >[St ] = 1.6

Расчет сечения В на сопротивление усталости.

Определяем амплитуду цикла в опасном сечение:

= 25.49Н/мм2

=12.29Н/мм2

16724

Принимаем Ks /Kd = 3; Kt /Kd = 2.2; KF = 1; KV = 1.034

Коэффициенты концентраций напряжений

(Ks )D = =2.9

(Kt )D ==2.127

Пределы выносливости вала:

(s-1 )D = 120.68

(t-1 )D = 98.73

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

4.73

8.03

Коэффициент запаса прочности в сечение В

4.07 >[s]=2.1

Сопротивление усталости в сечение Е обеспечивается.

Расчет подшибников.

Определение осевых нагрузок:

Rr1 = RrB = 480.5; Rr2 = RrA = 1544.02; Fa = Fa1 = 96.5

Определяем осевые составляющие:

Rs 1 = 0.83 * e * Rr 1 = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57

Rs 2 = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35

Так как Rs 1 <Rs 2 и Fa < Rs 2 – Rs 1 , то в соответствии с таблицей находим осевые силы, нагружающие подшипники:

Ra2 = Rs2 = 461.35; Ra1 = Ra2 – Fa = 461.35 – 96.5 = 364.85

Отношение:

= 0.69 > e=0.36 => X=0.4; Y =0.4ctg(a) = 1.49

= 0.27 < e = 0.36; => X=1; Y = 0

Эквивалентная нагрузка:

Принимаем следующие сонстанты: v = 1.1; Kб =1.5; KT =1.2;

RE1 =(XVRr1 + YRa1 ) KБ KT

RE1 = (0.4*1.1*480.5 + 1.49* 364.85) 1.5*1.2

RE1 = 1359.08

RE2 =XVRr2 KБ KT

RE2 =1*1.1*1544.02*1.5*1.2 = 3057.15

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a23 = 0.65:

=26981 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Расчет подшибников для промежуточного вала

Определение осевых нагрузок:

Rr1 = RrA = 1934;

Rr2 = RrB = 2530.38;

Fa = Fa1 – Fa2 = 742.66 – 352.42 = 390.24

Определяем осевые составляющие:

Rs 1 = 0.83*e*Rr 1 = 0,83*0.36*1934 = 577,87

Rs 2 = 0.83*e*Rr 1 = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756

Так, как Rs 1 <Rs 2 и Rs 2 – Rs 1 < Fa находим осевые силы нагружающие подшибники:

Ra1 = Rs1 = 577.87;

Ra2 = Ra1 +Fa = 577.87 + 390.24 = 968.11;

Отношение:

= 0.27 < e = 0.36 => X= 1; Y =0

= 0.37 < e = 0.36; => X=0.4; Y = 1.49

Эквивалентная нагрузка:

Принимаем следующие сонстанты: v = 1; Kб =1.2; KT =1;

RE1 =XVRr1 KБ KT

RE1 = 1*1*1934* 1.2*1. = 2320

RE2 =XVRr2 KБ KT

RE2 =(0.4*2530.38 +1.49* 968) *1.2 *1= 2945

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a23 = 0.65:

=30560 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Осевые составлябщие для радиальных подшибников RsB = RsA = 0

Из условия равновесия вала RaB = 0; RaA = Fa = 742.66

Для опоры B: X=1; Y=0

Для опоры A отношение:= 0.113

X=0.56; Y = 1.45; e = 0.3

Отношение = 0.36 > e = 0.3

Эквивалентные динамические нагрузки при KБ =1.2 и КТ = 1

RE1 = (VXRrA +YRaA ) KБ КТ

RE1 =(0.56 * 2016.75 + 1.45 * 742.66) 1.2=2647.48

RE 2 = VXRrB KБ КТ

RE 2 = 1* 1527.68 *1.2 = 1833.216

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры A при a23 = 0.65:

=21550 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Смазка

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактное давление в зубьях, тем с большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная сила колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Вязкость масла определяют от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Из таблицы выбираем сорт масла учитывая перечисленные выше параметры. Исходя из полученных результатов расчета редуктора выбираем масло И-Г-С‑68. Оно наиболее подходит для данного типа редуктора! В коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть обязательно погружены зубья конического колеса.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами работы передач. С течением времени масло стареет. Его свойства ухудшаются. Для контроля количества и состояния используют специальный масломер.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:34:44 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:39:31 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Редуктор коническо-цилиндрический

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(151241)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru