Хороший автор! Понятные обьеснения
Информация о работе
Подробнее о работе
Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор
- 40 страниц
- 2017 год
- 49 просмотров
- 0 покупок
Гарантия сервиса Автор24
Уникальность не ниже 50%
Фрагменты работ
Содержание
Техническое задание 3
1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода 4
2. Расчет клиноременной передачи 7
3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи 10
3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений 10
3.2 Проектировочный расчет передачи 12
4. Расчетные схемы валов редуктора 17
5. Подбор подшипников 21
6. Определение размеров конструктивных элементов редуктора 22
6.1. Корпус редуктора 22
6.2. Конструкция зубчатого колеса 24
7. Проверочный расчет валов 25
8. Расчёты подшипников валов 28
9. Расчёт шпоночных соединений 30
10. Выбор муфты 35
11. Выбор системы смазки 37
12. Выбор и назначение посадок для соединений деталей редуктора 38
Список использованной литературы 39
2. Расчет клиноременной передачи
Дано: N = 6.45 кВт; n1 = 1455 об/мин; n2 = 727.5 об/мин.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле:
Округляем до ближайшего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов D1 = 120 мм.
Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения :
Принимаем D2 = 240 мм.
Уточняем передаточное отношение
уточняем
Расхождение с заданным 0.00% (при допускаемом 3 %).
Выбираем ремень А-1120 Т ГОСТ 12841-80
Предварительно определим межосевое расстояние:
Принимаем
Расcчетная длинна ремня (без учета припусков на соединение концов)
Принимаем
Уточненное межосевое расстояние:
Принимаем
Угол обхвата на малом шкиве:
Число ремней:
=1,2 – коэффициент режима работы:
= 1.45 кВт – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем;
= 1.03 – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
= 0,89 – коэффициент угла обхвата;
= 0,95 – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.
...
3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200
3.1.1 Допускаемые контактные напряжения:
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
- коэффициент долговечности;
=1;
- коэффициент безопасности;
=1,1.
3.1.2 Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
• для шестерни быстроходного вала
• для колеса тихоходного вала:
3.1.3 Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
3.1.4 Допускаемые контактные напряжения для колеса:
3.1.5 Напряжение изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
- коэффициент безопасности;
= 1,75.
3.2.
...
3.2 Проектировочный расчет передачи
3.2.1 Межосевое расстояние:
, где
-вспомогательный коэффициент (=43)
-передаточное число (=4.015)
-коэффициент ширины венца колеса (=0,32)
- вращающий момент на тихоходном валу (=310)
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине (=1,25)
мм
Рисунок 5 - Рекомендуемые значения межосевых расстояний
Согласно ГОСТ 2185-66 округляем полученное значение до ближайшего стандартного:
мм
3.2.2 Нормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:
[2,c.293]
Принимаем
Рисунок 6 - Рекомендуемые значения модуля зубчатого зацепления
3.2.3 Примем предварительно угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни:
, [2,c.293]
Принимаем
3.2.4 Определяем число зубьев колеса:
, [2,c.293]
Принимаем
3.2.5 Фактическое передаточное число:
Рисунок 7 – Схема зубчатой передачи
3.2.6 Действительный угол наклона:
3.2.7 Фактическое межосевое расстояние
мм
Принимаем мм
3.2.8 Делительный диаметр:
мм
мм
3.2.9 Диаметр вершин зубьев:
мм
мм
3.2.
...
4. Расчетные схемы валов редуктора
Расчет быстроходного вала
Рисунок 9 – Конструкция быстроходного вала
4.1 Диаметр входного участка вала:
,[4, с. 38]
где Т2 – момент на быстроходном валу, Н∙м;
= 20 МПа - допускаемое напряжение на кручение.
Принимая Т2 = 82 Н∙м, подставляем в формулу:
По рекомендации [2] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1 = 30 мм.
4.2 Диаметр буртика:
d2 = d1 + 2∙t, [4, с. 38]
где d1 – диаметр входного участка вала, мм;
t – высота буртика, мм.
Принимая d1 = 30 мм и t = 3,5 мм, подставляем в формулу:
d2 = 30 + 2∙3,5= 37 мм
По рекомендации [2] округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 40 мм.
4.3 Диаметр участка под подшипником:
d3 ≥ d2 [4, с. 38] – ближайшее кратное 5.
где d2 – диаметр буртика, мм.
d3 = 45 мм
4.4 Диаметр буртика под подшипник:
d4 = d3 + 2∙r,[4, с. 38]
где d3 – диаметр участка под подшипником, мм;
r – радиус галтели, мм.
...
6.1. Корпус редуктора
Определяю толщину стенки корпуса и крышки редуктора:
Принимаю - толщину стенки корпуса редуктора – 8 мм;
- толщину стенки крышки редуктора – 8 мм
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
мм
Принимаю мм
Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:
мм
Принимаю мм
Толщина нижнего пояса корпуса:
Принимаю мм
Крышки прижимные соответствуют по размерам диаметрам подшипников.
Определяю диаметр фундаментных болтов.
мм
Принимаю мм
Диаметр болтов у подшипников:
Принимаю мм
Диаметр болтов соединяющих корпус редуктора с крышкой:
Принимаю мм.
Определяю диаметр болтов, крепящих крышку подшипника.
мм
Определяю диаметр болтов, крепящих крышку смотровую.
мм
Принимаем мм.
Определяю диаметр цилиндрических штифтов.
мм
Длина цилиндрических штифтов:
мм
Расстояние между болтами :
мм
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
мм
Принимаем мм.
6.2.
...
8. Расчёты подшипников валов
Тихоходный вал
Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому условием ресурсу:
Lh ≥ [Lh],[4, с. 71]
где Lh - расчетный ресурс;
[Lh] - требуемый по техническим условиям ресурс, в часах.
Р = V∙Rr∙Kб∙Kт,[4, с. 71]
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника;
Rr – радиальная нагрузка (реакция), действующая на подшипник;
Kб – коэффициент безопасности, зависит от вида нагружения и области применения подшипника;
Kт – температурный коэффициент, принимается в зависимости от рабочей температуры подшипника.
Принимаем Rr = 3162 по рекомендации [4, с. 71], Kб = 1,5 согласно таблице 4.1 [4, с. 72] и Kт = 1,1 согласно рекомендациям [4, с. 72], V = 1 рекомендации [4, с. 71], подставляем в формулу (89):
Р = 1∙3162∙1,5∙1,1 = 5218 Н
Дальше принимаем а1 = 1 [4, с. 71], а23 = 0,7 [4, с. 71], Сr = 48000, Р = 5218 Н, m = 3 [4, с.
...
9. Расчёт шпоночных соединений
Рисунок 12 – Конструктивные размеры шпонки призматической
Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:
[σсм] = σт /[S], [2, с. 310]
где σт - предел текучести, МПа;
[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Место установки
Диаметр участка вала
d
Сечение шпонки
Глубина паза
Длина шпонки l
b
h
Вала t1
Ступицы t1
Шпоночный паз быстроходного вала под шкив
30 мм
8
7
4.0
3.3
25
Шпоночный паз тихоходного вала под колесо
65 мм
20
12
7,5
4,9
40
Шпоночный паз тихоходного вала под полумуфту
45 мм
14
9
5.5
3.8
35
Расчёт шпонки 8×7×25 ГОСТ 23360-78
Принимаем σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:
[σсм] = 350 /2,5 = 140 МПа
Проверяем соединение на смятие:
σсм = 2∙Т1/(d∙(h - t1)∙l,[9, с.
...
10. Выбор муфты
Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора беру соединительную упругую втулочно-пальцевую муфту при передаче валом крутящего момента Т3=310 Н·м (см. [8], стр. 463, табл. 15.5):
[T]=500 Н·м – предельно допустимый передаваемый момент
D = 50 мм – диаметр отверстия для быстроходного вала редуктора
D = 170 мм – наружный диаметр муфты
L = 225 мм – длина муфты
L = 110 мм – длина полумуфты
D0 = 130 мм – диаметр расположения окружности пальцев
d0 = 26 мм – диаметр отверстий под упругий элемент
z = 8 – число пальцев
С = 5 мм – зазор между полумуфтами
dп = 14 мм – диаметр пальца
lвт = 28 мм – длина резиновой втулки
Допускаемые напряжения резиновых при циклических нагрузках на сжатие [σ]сж.max=1,0…1,5МПа. Диаметр одной полумуфты растачивается под диаметр вала электродвигателя.
Проверяю условие размещения пальцев и колец по формуле
условие выполняется, пальцы и кольца подобраны верно.
...
11. Выбор системы смазки
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.
Выбор сорта масла: Па; м/с. Выбираем сорт масла И-Г-С-100.
Количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Уровень масла: в конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.
Слив масла: масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Смазывание подшипников: при смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазывают из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Список использованной литературы
1. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Высш. шк., 1984.
2. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский - М.: Машиностоение, 1988.
3. Проектирование механических передач/ С.А. Чернавский - М.: Машиностоение, 1984.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин/ А.Е. Шейнблит.-Калининград: Янтар. сказ., 2003.
Форма заказа новой работы
Не подошла эта работа?
Закажи новую работу, сделанную по твоим требованиям
