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: Расчет редуктора

Название: Расчет редуктора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 22:45:29 27 апреля 2011 Похожие работы
Просмотров: 1287 Комментариев: 1 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

2.2 Выбор передаточных отношений привода

2.3 Определение чисел оборотов валов

2.4 Определение вращающих моментов

2.5 Срок службы приводного устройства

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

3.3 Проектный расчет закрытой передачи

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

4.2 Проектный расчет открытой передачи

4.3 Проверочный расчет открытой передачи

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Выбор материала валов

5.2 Вал-шестерня

5.3 Вал колеса

5.4 Подбор подшипников

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчетная схема быстроходного вала

8.2 Расчетная схема тихоходного вала

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

10. РАСЧЕТ ШПОНОК

11. СМАЗЫВАНИЕ

12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА


2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор мощности двигателя

Мощность на выходе привода: Pвыхода =F∙v=3.4∙0.60=2.04 кВт

КПД привода:

=оп ∙зп ∙ муфты ∙3 подшип. =0.94∙0.96∙0.98∙0.993 =0.85

оп =0.94

зп =0.96

муфты =0.98

подшип. =0.99

Требуемая мощность двигателя:

Pдвиг. треб =Pвыхода /=2.04/0.85=2.4 кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном =3 кВт применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант Тип двигателя Номинальная мощность Pном , кВт Частота вращения об/мин
синхронная при номинальном режиме nном

1

2

3

4

4АМ90L2Y3

4АМ100S4Y3

4АМ112MA6Y3

4АМ112MB8Y3

3

3

3

3

3000

1500

1000

750

2840

1435

955

700

2.2 Выбор передаточных отношений привода.

Частота вращения конвейра (выхода)

nвыхода =v∙60∙1000/(z∙p)=0.6∙60∙1000/(9∙80)=48.75 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

u=nном /nвыхода =nном /48.75


Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп =4.

uрем.пер =u/uчерв.пер.

Передаточное число Вариант
1 2 3 4

Привода u

Открытой передачи uоп

Закрытой передачи uзп

58.25

14.56

4

29.43

7.35

4

19.59

4.9

4

14.35

3.58

4

Анализ таблицы:

а) первый вариант (u=58.37; nном =2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого передаточного числа u всего привода

б) четвертый вариант (u=14.35; nном =700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения.

в) в третьем варианте (u=29.43; nном =1435 об/мин) получилось передаточное число открытой передачи больше допускаемого.

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u=19.59; nном =955 об/мин. Здесь передаточное число открытой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

2.3 Определение чисел оборотов валов

Ввал двигателя nноминал =955 об/мин

быстроходный вал редуктора nбв =nноминал =955 об/мин

тихоходный вал редуктора nтв =nбв /uзп =955/4=238.75 об/мин

вал привода nпривода =nвыхода =nтв /uоп =238.75/4.9=48.72 об/мин


2.4 Определение вращающих моментов

Tдвиг =PДВ ∙103ном =3∙103 /100=30 Н∙м

Tбвдвиг ∙hм ∙hпк =30∙0.98∙0.99=29.1 Н∙м

Tтвбв ∙uзп ∙hзп ∙hпк =29.1∙4∙0.96∙0.99=110.6 Н∙м

Твых = Ттв ∙uоп ∙hоп ∙hпк =110.6∙4.9∙0.94∙0.99=504.32 Н∙м

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MA6Y3 (Рном =3кВт, nном =955 об/мин); передаточные числа: привода u=19.59, редуктора uзп =4, открытой передачи uоп =4.9.

2.5 Срок службы приводного устройства

Lh =365∙Lr ∙tc ∙Lc =365∙5∙8∙1=14600 ч

Lr – срок службы привода, лет –5 лет

tc – продолжительность смены – 8 часов

Lc – число смен – 1 смена

Тип двигателя: 4АМ112МА6Y3 Рном =3 кВт; nном =955 об/мин
Параметр Передача Параметр Вал

закрытая

(редуктор)

открытая двигателя редуктора

Приводной рабочей

машины

быстрходный тихоходный

Переда-

точное

число u

4

4.9

Расчетная

мощность Р,

кВт

3 2.91 2.76 2.57

Угловая

скорость ω, 1/с

100 100 25 5.1

КПД

η

0.96

0.94

Частота вращения n об/мин 955 955 238.75 48.72

Вращающий

момент Т, Н∙м

30 29.1 110.6 504.32

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал:

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ =890 Н/мм2 ; σТ =650 Н/мм2

σ-1 =380 Н/мм2 ; термообработка улучшение; HBср =285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ =790 Н/мм2 ; σТ =640 Н/мм2

σ-1 =375 Н/мм2 термообработка нормализация; HBср =248,5

Допускаемые контактные напряжения

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1 =573ωLh =573∙100∙14600=8.36∙109

NH 01 из таблицы 3.3 [1] NH 01 =19∙106

Т.к. NH 01 меньше N1 то принимаем KHL 1 =1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2 =573ωLh =573∙25∙14600=2.09∙108

NH 02 из таблицы 3.3 [1] NH 02 =16.5∙106

Т.к. NH 02 меньше N2 то принимаем KHL 2 =1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]H 01 =1.8HBср +67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]H 02 =1.8HBср +67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]H 1 =KHL 1 [[σ]H 01 =580.9

б) колесо [σ]H 2 =KHL 2 [[σ]H 02 =514.4

выбираем [σ]H =[σ]H 2 =514.4 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1 =573ωLh =573∙100∙14600=8.36∙109

NF 0 =4∙106

Т.к. NF 0 меньше N1 то принимаем KFL 1 =1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2 =573ωLh =573∙25∙14600=2.09∙108

NF 0 =4∙106

Т.к. NF 0 меньше N2 то принимаем KFL 2 =1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]F 01 =1.03HBср =1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]F 02 =1.03HBср =1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]F 1 =KFL 1 [[σ]F 01 =294.065

б) колесо [σ]F 2 =KFL 2 [[σ]F 02 =255.955

выбираем [σ]F =[σ]F 2 =255.955 Н/мм2

Элемент

передачи

Марка

материала

Dпред

мм

Термообработка HB σВ σТ σ-1 [σ]H [σ]F
Н/мм2

Шестерня

Колесо

Ст 45

Ст 40Х

80

200

Улучшение

Улучшение

269..302

235..262

890

790

650

640

380

375

-

514,4

-

255.955


3.3 Проектный расчет закрытой передачи

Внешний делительный диаметр

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] de 2 =160.

Углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2 .

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

b=ψR Re =0.285∙82.46=23.5 мм

Округляем до стандартного b=25 мм

Внешний окружной модуль

Число зубьев колеса z2 и шестерни z1

Фактическое передаточное число

Действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2 .

Коэффициент смещения инструмента

xn 1 =0.38

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр de 1 =z1 mte =26∙1.51=39.26 мм

диаметр вершин зубьев:

dae 1 =de 1 +1.64(1+xn )mte cos1 =39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм

диаметр впадин зубьев:

dfe 1 =de 1 -1.64(1.2-xn )mte cos1 =39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм

Основные размеры венца колеса

делительный диаметр de 2 =z2 mte =106∙1.51=160.06 мм

диаметр вершин зубьев:

dae 2 =de 2 +1.64(1-xn )mte cos2 =160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм


диаметр впадин зубьев:

dfe 2 =de 2 -1.64(1.2+xn )mte cos2 =160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм

Средний делительный диаметр

d1 »0.857de 1 =0.857∙39.26=33.64 мм

d2 »0.857de 2 =0.857∙160.06=137.17 мм

Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Внешнее конусное расcтояние Re 82.46

Внешний делительный диаметр:

Шестерни de 1

Колеса de 2

39.26

160.05

Внешний окружной модуль mte 1.51 мм

Внешний диаметр окружности вершин

Шестерни dae 1

Колеса dae 2

42.57

160.51

Ширина зубчатого венца b 25

Число зубьев:

Шестерни z1

Колеса z2

26

106

Внешний диаметр окружности

впадин

шестерни dfe 1

колеса dfe2

37.3

159.15

Вид зубьев

Угол делительного

конуса, град

шестерни 1

колеса 2

13.79

76.21

Средний делительный диаметр

Шестерни d1

Колеса dq

33,64

137.17

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.

Контактные напряжения

Ft =2∙Tтв ∙103 /d2 =2∙110.6∙103 /137.17=1612.6 Н

K =1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KHv =1.02 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колесаF

а) колесо

Н/мм2

YF 2 =3.62 - коэффициент формы зуба колеса

Yβ =1– коэффициент учитывающий наклон зуба

K =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K =1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

KFv =1.05 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

YF 1 =3.47 - коэффициент формы зуба колеса

Проверочный расчет
Параметр Допускаемые значения Расчетные значения
Контактные напряжения H , Н/мм2 514.4 446
Напряжения изгиба F , Н/мм2 255.955 170.72


4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ =890 Н/мм2 ; σТ =650 Н/мм2

σ-1 =380 Н/мм2 ; термообработка улучшение; HBср =285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ =790 Н/мм2 ; σТ =640 Н/мм2

σ-1 =375 Н/мм2 термообработка нормализация; HBср =248,5

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1 =573ωLh =573∙25∙14600=2.09∙108

NH 01 из таблицы 3.3 [1] NH 01 =19∙106

Т.к. NH 01 меньше N1 то принимаем KHL 1 =1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2 =573ωLh =573∙5.1∙14600=4.2∙107

NH 02 из таблицы 3.3 [1] NH 02 =16.5∙106

Т.к. NH 02 меньше N2 то принимаем KHL 2 =1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]H 01 =1.8HBср +67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]H 02 =1.8HBср +67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]H 1 =KHL 1 [[σ]H 01 =580.9

б) колесо [σ]H 2 =KHL 2 [[σ]H 02 =514.4

выбираем [σ]H =[σ]H 2 =514.4 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1 =573ωLh =573∙25∙14600=2.09∙108

NF 0 =4∙106

Т.к. NF 0 меньше N1 то принимаем KFL 1 =1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2 =573ωLh =573∙5.1∙14600=4.2∙107

NF 0 =4∙106

Т.к. NF 0 меньше N2 то принимаем KFL 2 =1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]F 01 =1.03HBср =1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]F 02 =1.03HBср =1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]F 1 =KFL 1 [[σ]F 01 =294.065

б) колесо [σ]F 2 =KFL 2 [[σ]F 02 =255.955

выбираем [σ]F =[σ]F 2 =255.955 Н/мм2

Элемент

передачи

Марка

материала

Dпред

мм

Термообработка HB σВ σТ σ-1 [σ]H [σ]F
Н/мм2

Шестерня

Колесо

Ст 45

Ст 40Х

80

200

Улучшение

Улучшение

269..302

235..262

890

790

650

640

380

375

-

514,4

294,065

255,955


4.2 Проектный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] aw =205.

Делительный диаметр колеса

Ширина венца колеса

b2a aw =0.3∙205=61.5 мм

Модуль зацепления

мм

принимаем m=2 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни


Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Фактическое межосевое расстояние

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da 1 =d1 +2m=70+2∙2=74 мм

диаметр впадин зубьев df 1 =d1 -2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм

ширина венца b1 =b2 +4=63+4=67 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b1 =60 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da 2 =d2 +2m=340+2∙2=344 мм

диаметр впадин зубьев df 2 =d2 -2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм

ширина венца b2a aw =0.3∙205=61.5 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b2 =63 мм

4.3 Проверочный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

aw =(d1 +d2 )/2=(70+340)/2=205 мм


Контактные напряжения зубьев

Н/мм2

K=436 – вспомогательный коэффициент

Ft 3 =2∙Tвых ∙103 /d2 =2∙504.32∙103 /340=2966.6 Н

K =1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KHv =1.03 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса F

а) колесо

Н/мм2

YF 2 =3.63 - коэффициент формы зуба колеса

Yβ =1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K =1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

KFv =1.20 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня


YF 1 =3.75 - коэффициент формы зуба колеса

Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние aw 205 Угол наклона зубьев β 0
Модуль зацепления m 12

Диаметр делительной

окружности

шестерни

колеса

70

340

Ширина зубчатого венца

Шестерни b1

Колеса b2

67

63

Число зубьев

Шестерни z1

Колеса z2

35

170

Диаметр окружности вершин

Шестерни da 1

Колеса da 2

74

344

Вид зубьев

Диаметр окружности впадин

Шестерни df 1

Колеса df 2

65,2

335,2

Проверочный расчет
Параметр Расчетные значения Допускаемые значения Примечания
Контактные напряжения σ, Н/мм2 400 514,4

Напряжения изгиба,

Н/мм2

σF1 105,9 294,065
σF2 102,55 255,5

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

двигатель муфта подшипник привод

5.1 Выбор материала валов

Для валов выбираем материал: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения

σВ =890 Н/мм2 ; σT =650 Н/мм2 σ-1 =380 Н/мм2

для шестерни []к =10 Н/мм2

для вала колеса []к =20 Н/мм2

5.2 Вал-шестерня

1-я ступень под полумуфту

стандартный размер d1 =20 мм

l1 =1.8∙d1 =1.8∙20=36 мм

стандартный размер l1 =36 мм

фаска с=1 мм

радиус галтели rг =2 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием.

d2 =d1 +2t=20+2∙2=24 мм

при t=2

стандартный размер d2 =24 мм

l2 =0,6d2 =0.6∙24=14.4 мм

стандартный размер l2 =15 мм

3-я ступень под подшипник

d3 =d2 +2t=24+2∙2.5=30 мм

l3 определяется графически

4-я ступень под шестерню

d4 =d3 +3.2r=30+3.2∙2=36,4 мм

при r=2

стандартный d4 =37 мм

l3 определяется графически

5-я ступень под резьбу

по таблице 10.11 [1] выбираем

d5 =27 мм M27x1.5

l5 = определяется графически

5.3 Вал колеса

1-я ступень под элемент открытой передачи

стандартный размер d1 =30 мм

l1 =1.3∙d1 =1.3∙30=39 мм

стандартный размер l1 =40 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 =d1 +2t=30+2∙2.5=35 мм

при t=2.5

стандартный размер d2 =35 мм

l2 =1.25d2 =1.25∙35=43.75 мм

стандартный размер l2 =45 мм

3-я ступень под колесо

d3 =d2 +3.2r=35+3.2∙2.5=43 мм

при r=2.5

стандартный d3 =45 мм

l3 = определяется графически

4-я ступень под подшипник

d4 =d2 =35 мм

l4 =T+c=24.5+2=26.5 мм

где T-ширина роликовых-конических однорядных подшипников Т=24.5 мм

стандартный размер l4 =26 мм

5-я ступень

d5 =d3 +3f=45+3∙1.6=49.8 мм

стандартный размер d2 =50 мм

l5 = определяется графически

5.4 Подбор подшипников

Для быстроходного вала шестерни выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7306 схема расположения врастяжку. (d=30; D=72; T=21; Cr =40 кН; C0 r =29.9 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7507 схема расположения враспор. (d=35; D=72; Т=24.5; Cr =53 кН; C0 r =40 кН)

Предварительные размеры валов

Вал

материал: Сталь 45,

σВ =890 Н/мм2 ;

σТ =650 Н/мм2

σ-1 =380 Н/мм2

Размеры ступней, мм Подшипники
d1 d2 d3 d4 Типоразмер dxDxB(T), мм Динамическая грузоподъемность Cr , кН Статическая грузоподъемность C0 r , кН
l1 l2 l3 l4
Быстроходный 20 24 37 30 7306 30x72x21 40 29.9
36 15
Тихоходный 30 35 45 35 7507 35x72x24,5 53 40
40 45 26

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

Tр =T∙K=30∙2=60 Н∙м

К=2 – коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую муфту со звездочкой. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 24 мм.

T=63 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

где с r =800 Н/мм из таблицы 10.28 [1] (d=24 мм).


7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Угол зацепления =20º.

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

Ft 1 =Ft 2 =1612.6H

в) Радиальная сила на шестерне

r =0.44cos1 -0.7sin1 =0.44cos13.79-0.7sin13.79=0.26

г) Осевая сила на колесе

д) Осевая сила на шестерне

a =0.44sin1 +0.7cos1 =0.44sin13.79+0.7cos13.79=0.78

е) Радиальная сила на колесе

7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

а) Окружная сила на колесе


б) Окружная сила на шестерне

Ft 3 =Ft 4 =2966.6 Н

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на шестерне

Fr 3 =Fr 4 =1067.976 Н


8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчетная схема быстроходного вала

Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции


;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA =0; MB =0; MC =RBY ∙lБ ; MD =RBY ∙(lБ +l1 )+RCY ∙l1 ; MD =Fa 1 ∙d1 /2

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA =0; MB =-FM ∙lM ; MC =-FM ∙(lM +lБ )+RBX ∙lБ ; MC =Ft 1 ∙lБ ; MD =0

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции


5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение В

материал вала: Сталь 45 (σ-1 =380 Н/мм2 τ-1 =220.4 Н/мм2 ) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем


;

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF =1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение С

материал вала: Сталь 45 (σ-1 =390 Н/мм2 τ-1 =220.4 Н/мм2 ) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения


в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF =1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности


Сечение D

материал вала: Сталь 45 (σ-1 =390 Н/мм2 τ-1 =220.4 Н/мм2 ) d=33.64 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] выбираем Kσ =1.7 Kτ =1.55

по таблице 11.3 [1] выбираем Kd =0.87 для (Kσ )D ; Kd =0.76 для (Kτ )D

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF =1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности


8 .2 Расчетная схема тихоходного вала

Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA =0; MB =RAY ∙l2 ; MD =0; MC =-Fr 3 ∙lОП ; MB =Fr 3 ∙(lОП +lT )-RCY ∙lT ;

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

; ;

; ;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA =0; MB =RAX ∙l2 ; MD =0; MC =-Ft 3 ∙lОП ; MB =-Ft 3 ∙(lОП +lT )+RCx ∙lT ;

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях


Проверка прочности валов

Сечение В

материал вала: Сталь 45 (σ-1 =390 Н/мм2 τ-1 =220.4 Н/мм2 ) d=45 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] по таблице 11.2 [1] выбираем Kσ =2 Kτ =1.9

по таблице 11.3 [1] выбираем Kd =0.84 для (Kσ )D ; Kd =0.72 для (Kτ )D

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF =1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение C

материал вала: Сталь (σ-1 =390 Н/мм2 τ-1 =220.4 Н/мм2 ) d=35 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения


в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF =1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности


9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 Cr =40000Н e=0.34 Y=1.780)

Нагружение подшипников

Fa 1 -Ra В +Ra А =0

RaA =RsA =RA ∙e∙0.83=708.34∙0.34∙0.83=200 Н

RaB =Fa 1 +RaA =1257.8+200=1457.8

RsB =RB ∙e∙0.83=2155.6∙0.34∙0.83=608.3 Н

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 Cr =53000Н e=0.346 Y=1.733)

RaA

Нагружение подшипников

Fa 2 -RaC +Ra А =0

RaC =RsC =RC ∙e∙0.83=4883.23∙0.346∙0.83=1402.36 Н

Ra А =-Fa 2 +RaC =-419.4+1402.36=982.96 H

RsA =RA ∙e∙0.83=3647.7∙0.346∙0.83=1047.54 Н

9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 Cr =40000Н Y=1.780)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.34

б) Осевые составляющие RsA =200 RsB =608.3

в) Осевые нагрузки подшипников RaA =200 RaB =1457.8

г) Отношения RaA /VRA =200/708.34=0.282<e

RaB /VRB =1457.8/2155.6=0.676>e

Для BREB =(XVRB +YRaB )Kб KТ =(0.4∙1∙2155.6+1.78∙1457.8) ∙1.2∙1=4148.54

Для AREA =VRA Kб KТ =1∙708.34∙1.2∙1=850

Кб =1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник B

Подшипник подходит

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 Cr =53000Н Y=1.733)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.346

б) Осевые составляющие RsA =1047.54 RsC =1402.36

в) Осевые нагрузки подшипников RaA =982.96 RaC =1402.36

г) Отношения RaA /VRA =982.96/3647.7=0.269<e

RaC /VRC =1402.36/4883.23=0.287<e

Для AREA =VRA Kб KТ =1∙3647.7∙1.2∙1=4377.24

Для CREC =VRC Kб KТ =1∙4883.23∙1.2∙1=5859.87

Кб =1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник C

Подшипник подходит

Вал Подшипник Размеры dxDxT, мм Динамическая грузоподъемность, Н Долговечность
Cr р Сr L10h Lh
Б 7306 30x72x21 35621 40000 21479.6 14600
Т 7507 35x72x24.5 33181.8 53000 69437 14600

10 .РАСЧЕТ ШПОНОК

10.1 Соединение колеса и вала

Шпонка 14x9x36 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм

Ft =1612.6Н

lр =l-b=36-14=22 мм

10.2 Соединение шестерни открытой передачи и вала

Шпонка 8x7x50 (ГОСТ 23360-78) d=30 мм

Ft =2966.4 Н

lр =l-b=50-8=42 мм

10.3 Соединение полумуфты и вала

Шпонка 6x6x25 (ГОСТ 23360-78) d=20 мм

Ft =160 Н

lр =l-b=25-6=19 мм



11. СМАЗЫВАНИЕ

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для sН >600Мпа и окружной скорости до 2 м/с табл. 10.29 [1].

Для контроля уровня масла применим трубчатый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М16´1,5.

Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой.


12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.,1998

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:15:04 19 марта 2016

Работы, похожие на Курсовая работа: Расчет 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(150628)
Комментарии (1838)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru