Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > детали машин
Название:
Привод цепного транспортера с разработкой двухступенчатого цилиндрического редуктора

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: детали машин

Цена:
10 руб



Подробное описание:

Содержание


ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЁРА . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .5

РАЗБИВКА ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПО СТУПЕНЯМ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .6

ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ, КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА И ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ КАЖДОГО ВАЛА ПРИВОДА . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .7

ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ . . . . . . . . . . . . . . . . . . .9

РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .13

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .22

РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

Проверка подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

ВЫБОР И РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .28

ВЫБОР МУФТЫ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .30

СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ И ПОДШИПНИКОВ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .31

СБОРКА РЕДУКТОРА. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 



Кинематическая схема привода цепного транспортера.

 

1- электродвигатель
2- муфта упругая
3- редуктор цилиндрический
4- муфта упругая
5- плита
6- тяговые звездочки
I- быстроходная ступень
II- промежуточная ступень
III- тихоходная ступень
z1,z2- шестерня и колесо быстроходной ступени
z3,z4- шестерня и колесо тихоходной ступени

Выбор электродвигателя.

Общий коэффициент полезного действия привода определяется по формуле
ɳобщ = ɳм1 +ɳ1 +ɳ3 +ɳм2 +ɳприв = 0,99 + 0,97 + 0,97 + 0,99 + 0,99 = 0,913
где ==0,99 - коэффициент полезного действия муфты М1 и М2;
==0,97 - коэффициент полезного действия зубчатой передачи с цилиндрическими колесами;
=0,99 - коэффициент полезного действия подшипников.
Мощность электродвигателя определяется по формуле
Pэд’ = ( Ft * V )/( 103 *ɳ общ) = (6,3*0,7)/(103* 0,913) = 4,83 кВт ,
где =6300 Н – окружное усилие на звездочках
=0,7 м/с – скорость движения цепи
=0,913 - коэффициент полезного действия привода цепного транспортера
Частота вращения приводного вала определяется по формуле:
n4 = 6*104 / (π* dзв) =6*104 / (3,14*200) = 95,5 об/мин,
dзв = pзв/ (Sin(180/z)) = 100 / (Sin (180/6)) = 200 мм – диаметр звездочки,
где =100 мм – шаг зубьев звездочки
z=6 – число зубьев звездочки


Выбираем электродвигатель по каталогу.
Принимаем двигатель АИР 112 М4/1432: мощность =5,5 кВт, частота вращения =1432 об/мин, , , диаметр вала мм, длина выходного конца вала мм, высота от плиты до вала мм.

 

 

 

 

 

 

 


Разбивка общего передаточного числа по ступеням.

Общее передаточное число .
Uобщ = 1432/95,5 = 15
Uред = Uобщ = 15
Uред =Uт *Uб

где - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора
- передаточное отношение тихоходной ступени редуктора

Uб = Uред / Uт = 15/ 3,41 =4,4
Uт = 0,88 Uред = 3,41


Принимаем по ряду Uб = 3,55
Uт = 4,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода.

Мощности на валах привода определяют по формулам

где - мощности на I , II , III валах , кВт
==0,98 - коэффициент полезного действия муфты М1 и М2
=0,99 - коэффициент полезного действия подшипников.
Частота вращения на валах определяется по формулам

Где - частоты вращения на I, II, III, IV валах привода, об/мин
=750 об/мин - частоты вращения вала электродвигателя
- передаточное отношение быстроходной ступени редуктора
- передаточное отношение тихоходной ступени редуктора
Момент на валах определяется по формулам


где - моменты на I, II, III, IV валах , Нм

 

 

 

 


Номер вала
P, кВт
n, об/мин
Т, Нм
I
P1=Pэд*ɳm1 = 5,5*0,99=5,44
n1 = nэл = 1432
T1 = 9550*P1/n1 =(9550*5,44)/1432 = 36,28
II
P2 =P1*ɳ1 =5,44*0,97 = 5,28
n2 =n1/Uб = 1432/4,5 = 318,2
T2 =9550*P2/n2 = 158,47
III
P3 =P2*ɳтих =5,28*0,98
n3 = n2/ Uт =90
T3 =9550*P3/n3 =
545,7
IV
P4 = P3*ɳm*ɳпр =0,99*5,12*0,99=5,02
n4 = n3 =90
T4 =9550*P4/n4 =
532,68

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выбор материала и определение допускаемых напряжений.

шестерня 1 колесо 2

материал сталь 45ХЦ сталь 45ХЦ

термообработка ТВЧ+улучшение улучшение

твердость НВср1 =285 НВср2 =248,5
HRCср1=53
число зубьев, входящих
в зацепление nз1=1 nз2=1

предел текучести σт1=780 МПа σт2=660 МПа

предел выносливости σв1=950 МПа σв2=830 МПа

Режим работы 2
Коэффициент приведения для расчетов на:
контактную выносливость ( [1] табл. 4.1 )
КHE1=0,25 КHE2=0,25
изгибную выносливость
КFE1=0,10 КFE2=0,14
Число циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:
контактную выносливость ( [1] рис. 4.2 )
NHG1=20·106 NFG1=12,5·106
изгибную выносливость
NFG1=4·106 NFG2=4·106
Ресурс (суммарное время работы) передачи:
ч
Суммарное число циклов перемены напряжений
NΣ1 =60*tΣ*n1*n31 =60*20000*1432*1 =1718,4*106
NΣ2 =60*tΣ*n2*n32 =60*20000*318,2*1 =381,8*106

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:
NHE1 = KHE1*NΣ1 =429,6*106
NHE2 = KHE2*NΣ2 =95,45*106

Так как >, то принимаем =20*106.
Так как >, то принимаем =12,5*106.
При расчете на изгибную выносливость
NFE1=KFE1*NΣ1 =0,1*1718,4*106 =171,84*106
NFE2=KFE2*NΣ2 =0,25*381,8*106 =53,45*106

Так как >, то принимаем =
Так как >, то принимаем =.
Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
контактная прочность
МПа
МПа
изгибная прочность
МПа
МПа
Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость
МПа
МПа < =2120 МПа

МПа
где - коэффициент безопасности
МПа < =1848 МПа
Так как разница твердостей и =285<350 , то расчетное допускаемое напряжение
МПа
Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость
МПа
где - длительный предел выносливости,
- коэффициент безопасности.
МПа < =1430 МПа

МПа
где - длительный предел выносливости,
- коэффициент безопасности.
МПа < =680,89 МПа


шестерня 3 колесо 4

материал сталь 45ХЦ сталь 45ХЦ

термообработка ТВЧ+улучшение улучшение

твердость НВср3 =285 НВср4 =248,5
HRCср3=53
число зубьев, входящих
в зацепление nз3=1 nз4=1

предел текучести σт3=780 МПа σт4=660 МПа

предел выносливости σв3=950 МПа σв4=830 МПа

Режим работы 2
Коэффициент приведения для расчетов на:
контактную выносливость ( [1] табл. 4.1 )
КHE3=0,25 КHE4=0,25
изгибную выносливость
КFE3=0,10 КFE4=0,14
Число циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:
контактную выносливость ( [1] рис. 4.2 )
NHG3=20·106 NHG4=12,5·106
изгибную выносливость
NFG3=4·106 NFG4=4·106
Ресурс (суммарное время работы) передачи:
ч
Суммарное число циклов перемены напряжений

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

Так как <, то принимаем =.
Так как <, то принимаем =.
При расчете на изгибную выносливость

Так как >, то принимаем =
Так как >, то принимаем =.
Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
контактная прочность
МПа
МПа
изгибная прочность
МПа
МПа
Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость
МПа
МПа < =2120 МПа

МПа
где - коэффициент безопасности
МПа < =1848 МПа
Так как разница твердостей и =285<350 , то расчетное допускаемое напряжение
МПа
Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость
МПа
где - длительный предел выносливости,
- коэффициент безопасности.
МПа < =1430 МПа

МПа
где - длительный предел выносливости,
- коэффициент безопасности.
МПа < =680,89 МПа
Расчет закрытой цилиндрической передачи.

Быстроходная ступень.

Предварительное значение межосевого расстояния:
,мм
=4,5– передаточное отношение быстроходной ступени,
=644,83 МПа - расчетное допускаемое напряжение,
=0,325 – коэффициент ширины для несимметричного положения колес относительно опор.
Окружная скорость для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами
м/с,
где =1600 ([1] табл.5.4),
=1432 об/мин – частота вращения быстроходного вала.
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности ([1] табл.5.5).Тогда
=1,04 – коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость ([1] табл.5.6)
=1 – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость (для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке)
==1·1,04=1,04 - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость.
=1,063 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах ([1] рис. 6.2)
Предварительное значение межосевого расстояния:


Принимаем =93 мм.
Рабочая ширина венца колеса
мм
Принимаем =30 мм.
Рабочая ширина шестерни
мм
Модуль передачи

мм
Н
мм
Принимаем =1,5 мм по ГОСТ 9563-60.
Минимальный угол наклона зубьев


Суммарное число зубьев

Принимаем =123.
Действительное значение угла наклона зубьев


Число зубьев шестерни

Принимаем =22


=22 >
Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Погрешность передаточного числа

Проверка зубьев на изгибную выносливость

- коэффициент нагрузки

 


Для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1.
При скорости м/с и 8-ой степени точности коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1,11([1] табл.5.7).
=1·1,11=1,11
=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] табл.6.4).
Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса
([1] табл.6.2)
Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Напряжение в опасном сечении зуба колеса
МПа
Эквивалентное число зубьев шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни ([1] табл.6.2)
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
МПа< МПа
Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.
Наружный диаметр заготовки шестерни
мм < D=315 мм
Толщина сечения обода колеса
мм < S=125 мм.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
Силы, действующие на валы от зубчатых колес
окружная сила
радиальная сила
осевая сила

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Тихоходная ступень.

Предварительное значение межосевого расстояния:
,мм
=3,55– передаточное отношение тихоходной ступени,
= 644,83 МПа - расчетное допускаемое напряжение,
=0,325 – коэффициент ширины для несимметричного положения колес относительно опор.
Окружная скорость для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами
м/с,
где =1600 ([1] табл.5.4),
=23,62 об/мин – частота вращения тихоходного вала.
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности ([1] табл.5.5).Тогда
=1,01 – коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость ([1] табл.5.6)
=1 – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость ( для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке)
==1·1,01=1,01 - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость.
=1,055 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах ([1] рис. 6.2)
Предварительное значение межосевого расстояния

Принимаем =184 мм.
Рабочая ширина венца колеса
мм
Принимаем =60 мм.
Рабочая ширина шестерни
мм
Модуль передачи

мм
Н
мм
Принимаем =1мм по ГОСТ 9563-60.
Минимальный угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев

Принимаем =130.
Действительное значение угла наклона зубьев


Число зубьев шестерни

Принимаем =28


=28 >
Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Погрешность передаточного числа

Проверка зубьев на изгибную выносливость

- коэффициент нагрузки
Для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1.
При скорости м/с и 8-ой степени точности коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1,03 ([1] табл.5.7).
=1·1,03=1,03
=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] табл.6.4).
Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса ([1] табл.6.2)
Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Напряжение в опасном сечении зуба колеса
МПа
Эквивалентное число зубьев шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни ([1] табл.6.2)
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
МПа < МПа


Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
Наружный диаметр заготовки шестерни
мм < D=315 мм
Толщина сечения обода колеса
мм < S=200 мм.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Силы, действующие на валы от зубчатых колес
окружная сила
радиальная сила
осевая сила

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определение диаметров валов.

Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного вала:
мм
Принимаем =22 мм.
мм
Принимаем =25 мм.
мм
Принимаем =28 мм.

для промежуточного вала:
мм
Принимаем =30 мм.
мм
Принимаем =35 мм.
мм
Принимаем =22 мм.
мм
Принимаем =30 мм.

для тихоходного вала:
мм
Принимаем =45 мм.

мм
Принимаем = 50 мм.
мм
Принимаем =60 мм.

Принимаем =60 мм.

 

 

 


Выбор подшипников качения.

Для быстроходной ступени принимаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79) с параметрами:

7205 – обозначение подшипника;
=25 мм - внутренний диаметр подшипника;
=52 мм - наружный диаметр подшипника;
=16,5 мм – ширина подшипника;
=13 мм - ширина верхней части подшипника;
=15мм - ширина нижней части подшипника;
=1,5 мм - радиус скругления подшипника;
=0,5 мм – малый радиус скругления подшипника;
=23900 Н - динамическая грузоподъемность;
=17900 Н - статическая грузоподъемность.

Для промежуточного вала принимаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79) c параметрами:

7207 – обозначение подшипника;
=35 мм - внутренний диаметр подшипника;
= 72 мм - наружный диаметр подшипника;
=18,5 мм – ширина подшипника;
=15 мм - ширина верхней части подшипника;
=17 мм - ширина нижней части подшипника;
=2 мм - радиус скругления подшипника;
=0,8 мм – малый радиус скругления подшипника;
=35200 Н - динамическая грузоподъемность;
=26300 Н - статическая грузоподъемность.

Для тихоходного вала принимаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79) c параметрами:

7212 – обозначение подшипника;
=60 мм - внутренний диаметр подшипника;
=110 мм - наружный диаметр подшипника;
=24 мм – ширина подшипника;
=19 мм - ширина верхней части подшипника;
=23 мм - ширина нижней части подшипника;
=2,5 мм - радиус скругления подшипника;
=0,8 мм – малый радиус скругления подшипника;
=72200 Н - динамическая грузоподъемность;
=58400 Н - статическая грузоподъемность.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет тихоходного вала.

 

 

 

 

Определение сил, действующих в зацеплении:
окружная сила Н,
где =208 мм – делительный диаметр колеса z4.
радиальная сила
осевая сила
Определение сил, действующих вне редуктора:
окружная сила муфты Н
Н·м
Н·м,
где - делительный диаметр шестерни z3
Определение реакции опор и построение эпюр.
Рассмотрим реакции от сил и .


=
=

Н
Рассмотрим реакции от сил и , действующих в горизонтальной плоскости.


Н
Для сечения 1-1 изгибающий момент

Крутящий момент T=545,7 Н·м
Напряжение изгиба
МПа

Напряжение кручения
МПа
Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([у] табл.10.8);
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ([у] табл.10.3);
- коэффициент влияния шероховатости ([у] табл.10.4);
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения ([у] табл.10.5);
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении ([у] табл.10.2);
Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
([у] табл.10.2).
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Расчетный коэффициент запаса прочности

Проверим статическую прочность при перегрузках.

 

 

 


Проверка подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности.

На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы =20000 ч.
Найдём: – коэффициент безопасности ([20] табл.1);
– температурный коэффициент;
– коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца).
Определяем эквивалентную нагрузку . По ([20] табл.3) находим коэффициент осевого нагружения .
Проверим условие, что : .
По ([20] табл.3) определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .
Рассчитаем ресурс принятого подшипника: ,
, что удовлетворяет требованиям.

 

 

 

 

 

 

 

 


Выбор и расчёт шпоночных и шлицевых соединений.

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.
1. Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя.
T = 36,28 H*м – крутящий момент на валу
d = 22 мм – диаметр вала,
l = 18 мм – длина шпонки,
b = 8 мм – ширина шпонки,
h = 7 мм – высота шпонки,
t1 = 4 мм – глубина паза вала,
t2 = 3,3 мм – глубина паза ступицы,
[σ]см = 0,3 * 360 = 108 МПа – допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,
– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).
Условие прочности:


2. Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом.
– крутящий момент на валу,
d = 35 мм – диаметр вала,
l = 28 мм – длина шпонки,
b = 10 мм – ширина шпонки,
h = 8 мм – высота шпонки,
t1 = 5 мм – глубина паза вала,
t2 = 3,3 мм – глубина паза ступицы,
[σ]см = 0,3 * 360 = 108 МПа – допускаемое напряжение на смятие,
– временное сопротивление (предел прочности при растяжении).
Условие прочности:
,


3. Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.
– крутящий момент на валу,
d = 70 мм – диаметр вала,
l = 56 мм – длина шпонки,
b = 20 мм – ширина шпонки,
h = 12 мм – высота шпонки,
t1 = 7,5 мм – глубина паза вала,
t2 = 4,9 мм – глубина паза ступицы,
[σ]см = 0,3 * 360 = 108 МПа– допускаемое напряжение на смятие,
– временное сопротивление (предел прочности при растяжении).
Условие прочности:
,


4. Соединение тихоходного вала с муфтой приводного вала.

– крутящий момент на валу,
d = 50 мм – диаметр вала,
l= 45 мм – длина шпонки,
b = 16 мм – ширина шпонки,
h = 10 мм – высота шпонки,
t1 = 6 мм – глубина паза вала,
t2 = 4,3 мм – глубина паза ступицы,
[σ]см = 0,3 * 360 = 108 МПа допускаемое напряжение на смятие,
– временное сопротивление (предел прочности при растяжении).
Условие прочности:
,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выбор муфты

Муфты служат для соединения валов или валов с деталями, свободно вращающимися на них (зубчатыми колесами, шкивами и т.п.), с целью передачи вращения без изменения скорости. Известно, что большинство устройств, систем компонуют из отдельных узлов с входными и выходными валами. Такими узлами являются, например, привод в виде двигателя, передаточный и исполнительный механизмы. Кинематическая и силовая связь между этими узлами устройства осуществляется с помощью муфт.
Для соединения выходного вала редуктора и привода применим комбинированную муфту.
Полученная комбинированная упруго предохранительная муфта обладает следующей компенсирующей способностью:
Радиальное смещение — 0,3 мм;
Осевое смещение — 1,0 мм;
Угловое смещение - 1º 30'.
Передаваемый крутящий момент Т = 546 Н м

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется масляный туман, который покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с.
Определим окружную скорость вершин зубьев колеса: – для тихоходной ступени,
где – частота вращения вала тихоходной ступени,
– диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени; – для быстроходной ступени,
где – частота вращения вала быстроходной ступени,
– диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.
Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:
где – диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.
Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И–Г –А 32 . Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .
Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.
Сборка редуктора.

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов, поэтому в двухступенчатом редукторе оси валов располагают в одной плоскости. Плоскость разъема для удобства обработки располагают параллельно плоскости основания.
Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы.
Для осмотра колес и других деталей редуктора и для заливки масла в крышке корпуса предусматривают окно ( люк ). Форму окна ( люка ) принимают прямоугольной. На продольных длинных сторонах редуктора фланцы корпуса расположены внутрь от стенки корпуса, а фланцы крышки снаружи.
Для удобства обработки наружные торцы приливов всех подшипниковых гнезд, расположенных на одной стенке корпуса, должны лежать в одной плоскости.
Для соединения крышки с корпусом используют болты с наружной шестигранной головкой. Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух длинных, параллельно расположенных платиков, выполненных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали. Места крепления корпуса к плите или раме располагают на возможном ( но в пределах габарита корпуса) расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш.
Для слива масла в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют рым-болты, которые вкручиваются в крышку.

1. Сборка валов вне редуктора.
2. Установить их в корпус.
3. Проверить плавность хода.
4. С помощью краски проверяется пятно контакта.
5. Плоскость разъема покрывается герметикой. Корпус и крышка редуктора покрываются краской.
6. Проверяется плавность хода и корпус штифтуется с крышкой.
7. Заливается масло.
8. Проводится обжимка редуктора, масло меняется, и редуктор готовится к эксплуатации.
Список использованной литературы

1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.
2. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.
3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.
4. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.
5. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991
6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.
7. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.
8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.

 

 




Комментарий:

Курсовая работао отличная, чертежи - Компас, записка - Ворд


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы