Циліндрична прямозуба передача редуктора. Курсовая работа (т). Другое.
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Циліндрична прямозуба передача редуктора
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
Міністерство
освіти і науки, молоді та спорту України
Житомирський
автомобільно-дорожній коледж
Пояснювальна
записка до курсової роботи
ЦИЛІНДРИЧНА
ПРЯМОЗУБА ПЕРЕДАЧА РЕДУКТОРА
Вибір двигуна. Кінематичний
розрахунок приводу
Розрахунок зубчастої передачі
редуктора
Розрахункова схема валів
редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів
Редуктор - механізм, що знижує
кутову швидкість в приводах від двигуна до робочої машини. При конструюванні
редукторів перевагу надають зубчастим передачам.
В зубчастій передачі рух передається
за допомогою зачеплення пари зубчастих коліс. Менше зубчасте колесо прийнято
називати шестернею, а більше - колесом. Зубчасті передачі - самий
розповсюджений вид механічних передач, так як можуть надійно передавати
потужності від долей до десятків тисяч кіловатт при колових швидкостях до 275
м/с.
До переваг зубчастих передач слід
віднести наступне:
) висока надійність роботи в
широкому діапазоні навантажень і швидкостей;
) порівняно малі навантаження на
вали і підшипники;
До недоліків зубчастих передач
відноситься:
) відносно високі вимоги до точності
виготовлення і монтажу;
Найбільш розповсюдженими зубчастими
передачами є циліндричні. Серед них слід виділити передачі з прямими, косими і
шевронними зубами.
Одними з розповсюджених є конічні
передачі. Конічні зубчасті колеса використовують в передачах, коли вісі
перетинаються під кутом Σ (див.
рисунок нижче). Найбільше розповсюдження мають передачі з кутом Σ
= 90º.Конічні передачі бувають з прямими,
круговими і рідше шевронними зубами.
Прямозубі передачі рекомендується
використовувати при колових швидкостях до 3м/с.
Конічні колеса з круговими зубами в
порівнянні з прямозубими володіють більшою несучою здатністю, працюють плавно і
з меншим шумом. Спряжені колеса з круговим зубом мають протилежні напрямки
ліній зубів - правий і лівий, якщо дивитися зі сторони вершини конуса. Шестерні
виконують з правим зубом, а колеса - з лівим.
В конічних передачах шестерня
розташовується консольно, при цьому внаслідок меншої жорсткості консольного
вала і деформації підшипників (особливо кулькових) збільшується нерівномірність
розподілення навантаження по довжині зуба. З цієї причини конічні колеса в
порівнянні з циліндричними працюють з великим шумом. Підшипники вала шестерні
розташовуються в стакані для забезпечення можливості осьового регулювання
зачеплення коліс при складанні.
- закритий одноступеневий прямозубий
редуктор
Робота схеми протікає наступним
чином: обертання від двигуна 1 через наівмуфтум 2 передається на швидкохідний
вал редуктора. Далі зусилля перетворюється парою циліндричних прямозубих
шестерень і передається на тихохідний (вихідний) вал редуктора.
ВИБІР ДВИГУНА. КІНЕМАТИЧНИЙ
РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ
Визначення потужності і частоти
обертання вала двигуна
Визначення загального коефіцієнта
корисної дії
де ηР =
0,96 - коефіцієнт корисної дії закритої прямозубої циліндричної передачі [2, с.
41];
ηМ = 0,98 -
коефіцієнт корисної дії муфти [2, с. 41];
ηПК = 0,992 -
коефіцієнт корисної дії пари підшипників [2, с. 41];
Визначення потрібної
потужності на валу електродвигуна
де Ртих = 3,6кВт - потужність
на валу робочої машини (див. завдання).
Прийнято читири
електродвигуна з номінальною потужністю РДВ = 4кВт, які мають відповідно
синхронну частоту обертання вала двигуна 3000, 1500, 1000 і 750 об/хв.
Характеристики всіх електродвигунів зводимо в табл. 2.1.
Таблиця 2.1 - Характеристика
електродвигунів
Номінальна потужність двигуна Рном, кВт
Частота обертання вала двигуна nдв,
об/хв.
Визначення передаточного числа
редуктора
Визначення передаточних чисел
редуктора для двигуна №1
Для інших двигунів розрахунок
аналогічний, а результати розрахунків зведені в табл.2.2
Таблиця 2.2 - Передаточні
числа редуктора
Номінальна частота обертання двигуна nном,
об/хв.
Частота обертання вала робочої машини nтих,
об/хв.
З отриманих значень передаточних
чисел редуктора найбільш доцільним є перший варіант (UР
= 7,09), оскільки лише в даному варіанті передаточне число редуктора найближче
відповідає стандартному значенню.
Таким чином для приводу вибрано
електродвигун 4АМ100S2У3
з Рдв = 4 кВт, nном
= 2880 об/хв., а передаточне число прийнято стандартним UР
= 7,1.
Визначення силових і кінематичних
параметрів приводу
вала двигуна і швидкохідного
вала редуктора:
вала двигуна і швидкохідного
вала редуктора:
Результати розрахунків
силових і кінематичних параметрів приводу зведені в табл.2.3
Таблиця 2.3 - Силові і
кінематичні параметри приводу
Тип двигуна 4АМ100S2У3:
РНОМ = 4кВт, nНОМ = 2880об/хв.
РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ
РЕДУКТОРА
де КНβ = 1
- коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба [2, с. 59];
ψа = 0,36 -
коефіцієнт ширини вінця колеса [2, с. 58];
[σ]Н = 514МПа -
допустиме контактне напруження матеріалу зубчастої передачі (див. завдання).
Визначення ділильного
діаметра колеса
де [σ]F =
256МПа - допустиме напруження згину матеріалу передачі (див. завдання).
Визначення сумарної кількості
зубів шестерні і колеса
.8 Визначення фактичного
передаточного числа
Перевірка відхилення передаточного
числа від заданого
Визначення основних
геометричних розмірів передачі
Визначення ділильного
діаметра шестерні і колеса
Визначення діаметра вершин
зубів шестерні і колеса
Визначення діаметра впадин зубів
шестерні і колеса
Визначення ширини зубчастого
вінця шестерні
Визначення колової сили в
зачепленні
Визначення радіальної сили в
зачепленні
Визначення колової швидкості
зубчастих коліс:
Визначення степені точності
виготовлення зубчастої передачі
При коловій швидкості V2 =
3,7м/с прийнято восьму степінь точності виготовлення коліс.
Визначення коефіцієнта
динамічності навантаження по контактним напруженням
Тоді при коловій швидкості V2 =
3,7м/с та восьмому степеню точності виготовлення зубчастої передачі значення
коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62],
тобто
Перевірка зубів колеса по
контактним напруженням
Так як недовантаження складає
менше 10%, контактна міцність зубів забезпечується.
Визначення коефіцієнта
розподілення навантаження між зубами при згині
При восьмій степені точності
виготовлення коліс КFα = 0,91[2, с. 63].
Визначення коефіцієнта
динамічності навантаження по напруженням згину
Тоді при коловій швидкості V2 =
3,7м/с та восьмій степені точності виготовлення зубчастої передачі значення
коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62],
тобто
Визначення коефіцієнтів форми
зуба шестерні і колеса
.22 Перевірка напруження
згину зубів колеса і шестерні
де КFβ = 1
- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба.
Міцність зубів на згин
забезпечується.
Всі розраховані параметри
зубчастої передачі зведені в табл.3.1
Таблиця 3.1 - Параметри
зубчастої передачі
Діаметр кола вершин: шестерні da1 колеса
da2
Ширина зубчастого вінця: шестерні b1 колеса
b2
Діаметр кола впадин: шестерні df1 колеса
df2
Ділильний діаметр: шестерні d1 колеса
d2
Сили в зачепленні: колова Ft
радіальна
Fr
Напруження згину, МПа: шестерні колеса
Матеріал швидкохідного вала з
врахуванням того, що шестерня виготовляється разом з валом, вибирається тим, що
і матеріал передачі. А матеріал тихохідного вала можна обирається довільно (на
розсуд проектанта).
Механічні характеристики матеріалів
валів зведені в табл.4.1
Таблиця 4.1 - Матеріал швидкохідного
і тихохідного валів
Вибір допустимих напружень на
кручення
Прийнято допустимі напруження на
кручення для валів [2, с. 107]:
Визначення геометричних
параметрів ступенів валів
Визначення геометричних
параметрів ступенів вала-шестерні - швидкохідний вал
Визначення розмірів першої
ступені під напівмуфту - вихідного кінця вала:
Визначення розмірів другої
ступені вала - під підшипник і ущільнення
де t =
2мм - висота буртика [2, с. 109]
Визначення розмірів третьої
ступені вала - під шестерню
де r =
2мм - фаска підшипника [2, с. 109]
l3
визначається графічно із ескізної компоновки.
Визначення розмірів четвертої
ступені вала - виступ вала під підшипник d4 = d2 =
25мм, l4 = B -
ширина підшипника (вибирається пізніше).
Визначення розмірів виступів
тихохідного вала
Визначення розмірів першої ступені
під напівмуфту - вихідного кінця вала:
Визначення розмірів другої
ступені вала - під підшипник і ущільнення
де t =
2,2мм - висота буртика [2, с. 109]
Визначення розмірів третьої
ступені вала - під колесо
де r =
2мм - фаска підшипника [2, с. 109]
l3
визначається графічно із ескізної компоновки.
Визначення розмірів четвертої
ступені вала - виступ вала під підшипник
d4 = d2 = 35мм,
l4 = B - ширина
підшипника (вибирається
пізніше).
Для валів редуктора вибрано
радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії [2, с. 411]:
Таблиця 4.2 - Параметри підшипників
Намітити положення проекцій
креслення відповідно до кінематичної схеми приводу і найбільшими розмірами
коліс.
Осі валів провести на міжцентровій
відстані аω
одну від одної, при цьому незабути, що в циліндричному редукторі осі
паралельні.
Накреслити редукторну пару в
відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів d1,
d2, da1,
da2, df1,
df2, b1,
b2 (див.
табл.4.1).
В конструкції циліндричного колеса
передбачити маточину, зовнішній діаметр і довжина якої:
Побудова внутрішнього контуру
корпуса редуктора
Контур внутрішньої поверхні
стінок корпуса редуктора проводиться з зазором Х = 8мм від поверхні обертання
колеса для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за
внутрішню стінку корпуса. Відстань від осі шестерні до внутрішньої поверхні
корпуса розраховується за формулою:
де D = 52мм
- зовнішній діаметр підшипника швидкохідного вала.
Відстань між дном корпуса і
поверхнею колеса прийнято Y ≥
4Х, тобто Y =
32мм.
Накреслити ступені вала на
відповідних осях за розмірами d і l,
які були отримані при проектному розрахунку валів. Степені обох валів
накреслити в послідовності від 3-ї до 1-ї. При цьому довжина 3-ї ступені
визначається конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора.
На 2-й і 4-й ступенях валів
накреслити основними лініями контури підшипників в відповідності до схеми їх
установки за розмірами d, D, B.
Визначення відстаней lШ і lТ
між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів
Для радіальних підшипників
точка прикладення радіальної реакції підшипника R
лежить в середній площині підшипника, а відстань між реакціями опор вала
дорівнює:
де L -
відстань між зовнішніми торцями підшипників (визначається графічно із ескізної
компоновки),
Тоді відстань між точками
прикладення реакцій підшипників:
Визначення точок прикладення
і величини консольних сил
Сила тиску муфти прикладена
між напівмуфтами, тому точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині
вихідного тихохідного вала. З ескізної компоновки відстань до точки прикладення
консольної сили складає для:
Величина консольної сили від
дії муфти на тихохідному валу розраховується за формулою:
РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ВАЛІВ
РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ
Побудова епюр згинаючих і
крутних моментів тихохідного вала редуктора
Побудова розрахункової схеми
вала в відповідності до схеми навантаження (див. рис.5.1)
Визначення реакцій в опорах
підшипників.
Визначення опорних реакцій в
вертикальній площині від сили Fr
Визначення згинаючих моментів
в вертикальній площині
Визначення реакцій опор в
горизонтальній площині від сили Ft
Визначення згинаючих моментів
в горизонтальній площині
Визначення реакцій опор від
консольної сили FМ
Визначення згинаючих моментів
МFМ
від сили FМ
Визначення сумарного
згинаючого моменту в небезпечних перерізах В і D
Найбільш навантаженим буде
переріз D,
тому в подальший розрахунок проводимо для даного перерізу.
Крутний момент в перерізі
вала MZ =
68,1Н·м
Визначення сумарних
радіальних реакцій підшипників D і Н
Підшипник D
більш навантажений, тому подальший розрахунок проводимо для даного підшипника.
ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ
Визначення еквівалентного динамічного
навантаження для радіального підшипника 207 - середньої серії.
Розрахунок проводиться для більш
навантаженого підшипника D
де V = 1
- коефіцієнт обертання внутрішнього кільця [2, с. 130];
КБ =1,3 - коефіцієнт безпеки
[2, с. 133];
КТ = 1 - температурний
коефіцієнт [2, с. 135].
.2 Визначаємо розрахункову
довговічність підшипників
Так як базова довговічність
більше потрібної (Lh = 25971 год > Lh
потр = 12·103 год), то підшипник 207 придатний.
Радіуси скруглень та ухили на
диску: R = 4мм,
= 10˚
Прийнято полегшуючі отвори
діаметром d0 =
30мм в кількості n0 = 8 шт.
З врахуванням того, що
діаметр западин шестерні менше діаметра третьої ступені швидкохідного вала, але
більше діаметра другої ступені, тому конструкцію швидкохідного вала приймається
наступною (див. рис.7,2).
Розміри ж ступіней і шестерні
приймаються згідно розрахунків.
Рис.7.2 - Конструкція
швидкохідного вала
Перехідна ділянка між упорним
буртиком для зубчастого колеса і четвертою ступінню виконується канавкою з
заокругленнями для виходу шліфувального круга. Між другою і третьою ділянками ж
перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, так як між
підшипником і колесом встановлюється розпірна втулка.
Перехідна ділянка між першою
і другою перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, що зменшує
концентрацію напружень.
Перевірочний розрахунок
тихохідного вала редуктора
Визначення допустимого
напруження згину
де [n] = 2,2
- коефіцієнт запасу міцності,
КG =
2,2 - ефективний коефіцієнт концентрації напружень,
Кqu= 1
- коефіцієнт режиму навантаження.
.1.2 Визначення найбільших
напружень згину і кручення
Діаметр вала в небезпечному
перерізі D . Тоді
напруження згину дорівнює:
Визначення еквівалентних
напружень та перевірка на міцність
Міцність вала перевіряємо по
ІІІ теорії міцності
Так як , то розміри
вала задовольняють умову міцності.
Перевірка шпонки для
кріплення зубчастого колеса на тихохідному валу.
Для зубчастого колеса при
діаметрі посадочного місця d3 = 42мм і
довжині маточини зубчастого колеса lМ = 56мм
прийнято шпонку перерізом 12х8 мм, довжиною lШп =
50мм.
Умова міцності на зминання
виконується - шпонка міцна.
Збирання проводять у
відповідності із складальним кресленням силової пари редуктора. Вали
складаються окремо у вузли.
На швидкохідний вал
напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100˚С, до
упору в третю ступінь швидкохідного вала. Потім в шпонкову канавку
встановлюється шпонка напівмуфти.
Спочатку в шпонкову канавку
встановлюється шпонка зубчастого колеса. Після цього на тихохідний вал
напресовується зубчасте колесо до упору в буртик. Далі встановлюється розпірне
кільце. Потім напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100˚С,
до упору в розпірне кільце та буртик. Потім в шпонкову канавку встановлюється
шпонка. А також шпонкову канавку вихідного кінця вала встановлюється шпонка.
Для покращення якості
напресування спряжені поверхні попередньо покриваються пластичною змазкою.
Напресування проводиться на силовому пресі з використанням насиавок.
Далі встановлюють шпонки і
відповідні шпонкові пази. На тихохідний вал встановлюють зубчасте колесо до
упору в буртик. Далі напресовують підшипники, попередньо нагріті в мастилі до
80…100˚С. Зібрані вузли валів вкладають в корпус. Потім встановлюють
кришку, попередньо очищену і пофарбовану. Поверхня стикових фланців корпуса і
кришки повинна бути покрито спиртовим лаком.
1 Устюгов І. І. Деталі машин. -
Київ: Вища школа, 1984 - 369 с.
Куклин Н. Г., Куклина Г. С.
Детали машин. - М.: Высшая школа, 1987
-
310 с.
Дунаев П.
Ф. Детали машин - М.: Высшая школа, 1987
- 336
с.
Иванов
М. Н.,
Иванов В. Н. Детали машин.
-
М.:
Высшая
школа, 1987 - 383 с.
Чернавский С.
А. и
др. Курсовое проектирование деталей машин. -
М.: Высшая школа, 1991 -
392 с.
Методичні вказівки до виконання
курсової роботи з дисципліни ”Технічна механіка”. Укладачі: Довгань Р. А., Іщук
Т. А. - Житомир: ЖАДК, 2010 - 48с.
Похожие работы на - Циліндрична прямозуба передача редуктора Курсовая работа (т). Другое.
Сперанский Эссе По Истории
Социальная Защита Дипломная Работа
Теория старения и омоложения растений Кренке.
Реферат по теме Борьба Руси с внешними вторжениями в XIII в.
Реферат: Автоматизированная система учета. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Георгиевский собор г. Юрьев-Польский
Дипломная работа: Реклама как необходимый элемент в продвижении продукции компании
Реферат: Подготовка и принятие управленческих решений: задачи и механизмы. Скачать бесплатно и без регистрации
Навигация в internet, адреса, ссылки, вспомогательные операции. Настройка internet explorer, работа с файлами, поиск в internet.
Фипи Итоговое Сочинение 2022 2022 Произведения
Заимствованные Слова Это Хорошо Или Плохо Сочинение
Дипломная работа по теме Познавательная деятельность школьников при изучении нового материала на уроке русского языка
Режим работы инфекционных больниц в зоне ЧС
Презентация На Тему Витамины В Жизни Человека
Темы Дипломных Работ Государственное И Муниципальное Управление
Итоговое Сочинение Изменения В 2022 Году
Фестиваль Сочинение На Английском С Переводом
Реферат: Призначення і класифікація засобів захисту
Дипломная работа по теме Совершенствование технологий и методов формирования резерва на руководящие должности в таможенных органах
Доклад по теме Кеты
Реферат: Гимнастика для беременных 3
Реферат: Причины несбалансированности рынка труда в России и меры по ее регулированию
Реферат: Третья ракета