Курсовая работа: Подбор и расчет редуктора

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет двигателя
3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
8. Проверочный расчет тихоходного вала
10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок
В производственных машинах необходим большой вращающий момент при угловой скорости, меньшей, чем у двигателя. Для передачи движения от двигателя к производственной машине и изменения при этом угловой скорости и вращающего момента служат различные передаточные механизмы. Зубчатый, или червячный, передаточный механизм, предназначенный для уменьшения угловых скоростей и представляющий систему зубчатых колес в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для масла и пыли и одновременно являющемся масляной ванной для механизма, называется редуктором. Размещение опор валов редуктора в одном общем жестком корпусе обеспечивает постоянство относительного расположения осей валов, а это позволяет применять широкие колеса с малым модулем. Применение малых модулей, в свою очередь, приводит к увеличению точности и уменьшению уровня шума при работе передачи, к снижению стоимости ее изготовления. Обильное смазывание способствует малому износу и повышает КПД редукторной передачи. Наличие корпуса обеспечивает безопасность работы редукторов. Этими достоинствами редукторов объясняется вытеснение ими открытых передач.
По виду звеньев передачи редукторы делятся на цилиндрические (оси ведущего и ведомого валов параллельны), конические (оси валов пересекаются), червячные (оси валов перекрещиваются в пространстве). Встречаются и комбинированные редукторы, представляющие сочетания зубчатых (цилиндрических и конических ) и червячных передач.
Одноступенчатый цилиндрический редуктор обычно применяют при передаточном числе U<7. Одноступенчатый редуктор наиболее прост и надежен в работе. Применяется для мощностей до 40000кВт.
Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяются при передаточном числах U<40. Первая (быстроходная) ступень редуктора во многих случаях имеет косозубые колеса: тихоходная ступень может быть выполнена с прямозубыми колесами. Не менее часто применяются редукторы, у которых обе ступени имеют колеса одинакового вида (прямозубые, косозубые и шевронные).
Трехступенчатый цилиндрический редуктор обеспечивает передаточное число U<150 и выше. Достоинство данной схемы - симметричное расположение зубчатых колес всех ступеней.
Коническо-цилиндрический двухступенчатый редуктор применяют при пересекающихся осях ведущего и ведомого валов. Передаточное число такого редуктора обычно не выше 25.
При необходимости получения различных угловых скоростей выходного вала в корпусе редуктора размещают несколько пар зубчатых колес с различными передаточными числами и специальный механизм переключения, который может включать по мере надобности ту или иную пару зубчатых колес. Такие передаточные механизмы называют коробками передач.
1.1 Принимаем в соответствии с заданием: работу привода в 2 смены, нагрузку малоизменяющуюся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов
1.2 Определяем ресурс работы привода:
L h
= 365*L r
* t c
*L c
= 365*5*8*2 = 29200(чac)
1.3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда L n
будет представлять собой следующую формулу :
L n
= 0,85 *L h
= 0,85*29200= 24820(чac)
1.4 Составляем табличный ответ решения:
2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
2.1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины
V - линейная скорость тяговой цепи, м/сек
2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода:
h = h 
*h 
*h 
*h 
*h 2
пк
= 0,965*0,965**0,98*0,985*0,992 2
=0,885
h 
п
- КПД редуктора, принимаем 0,965
h оп
- КПД открытой передачи, принимаем 0,965
h пк
- КПД подшипников качения, принимаем 0,992
h пс
- КПД подшипников скольжения, принимаем 0,985
2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя:
P ном
= P рм
/ h = 0,96 / 0,885 = 1,09(кВт)
Р рм
- мощность рабочей машины, Квт
Принимаем двигатель серии 4АМ80B6УЗ с номинальной мощностью Рном = 1,1 (кВт), и частотой вращения при номинальном режиме n ном
= 920 (об/мин).
2.1.4 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины:
n рм
= 60*1000*V = 60*1000*1,7 = 76,4(об/мин)
2.1.5 Определяем передаточное отношение привода для принятого типа двигателя при заданной мощности :
U ном
= n ном
/ n рм
= 920/ 76,4 = 12, 04(об/мин)
n ном
- номинальная частота вращения двигателя, об/мин;
n рм
- частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин.
2.1.6 Принимаем передаточное отношение закрытой передачи по СТ СЭВ 221-75 равным : U зп
= 5,0
2.1.7 Определяем передаточное отношение открытой передачи:
U оп
= U ном
/ U зп
= 12,04 / 5,0 = 2,41
2.2 Определение силовых и кинематических параметров привода
2.2.1 Определяем мощность валов привода
P 1
= P дв
*h м
*h пк
= 1,1*0,98*0,992= 1,07(кВт)
Р 2
= Р 1
*h 
*h 
= 1,1*0,965*0,992 = 1,02(кВт)
 
=  2
*h 
*h 
= 1,1*0,965*0,985 = 0,97(кВт)
2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода
w ном
= p*n ном
/ 30 = 3,14*920 / 30 = 96,29(рад/с)
n ном
-номинальная частота вращения двигателя
U оп
- передаточное число открытой передачи
w 2
= w 1
/ U зп
= 39,95/ 5,0 = 7,99(рад/с)
w 1
- угловая скорость быстроходного вала
U зп
- передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0
w 2
- угловая скорость тихоходного вала.
2.2.3 Определяем вращающий момент валов привода:
Т дв
= Р дв
/ w ном
= 1100/ 96,29 = 11,42(Н*м)
w ном
- номинальная угловая скорость
T 1
= Т дв
*U 
*h 
*h пк
= 11,42*2,41*0,965*0,992 = 26,35(Н*м)
Т 2
=Т 1
*U зп
*h зп
*h пк
= 26,35*5,0*0,965*0,992 = 126,10(Н*м)
Т 1
- вращающий момент быстроходного вала
U зп
- передаточное число закрытой передачи
Т рм
= Т 2
* h м
*h пс
= 126,10*0,98*0,985 = 121,73(Н*м)
Т 2
- вращающий момент тихоходного вала
2.2.4 Определяем частоту вращения валов привода:
n ном
- номинальная частота вращения двигателя
n 1
- частота вращения быстроходного вала
n ном
- номинальная частота вращения двигателя
U оп
- передаточное число открытой передачи
n 2
= n 1
/ U зп
= 381,74/ 5,0 = 76,35(об/мин)
n 1
- частоту вращения быстроходного вала
U зп
- передаточное число закрытой передачи
n 2
- частота вращения тихоходного вала.
2.2.5 Составляем табличный ответ решения задачи:
Тип двигателя 4АМ80В6УЗ; Р=1,1(кВт); n=920(об/мин)
3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал
а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка - улучшение.
б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка
3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:
3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:
N 1
=
573 *
w 1*
L n
=
573*39,95*24820=5,6816*10 8

N 1
=
573 *
w 2*
L n
=
573*7,99*24820=1,1363*10 8

w 1
и w 2
- угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с -1

L n
- рабочий ресурс двигателя, час
3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:
N но
- число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов
3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:
N но
- число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости
N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.
Принимаем K HL
1
= K HL
2
=1, т.к. N > N но

3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:
3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:
Принимаем [s] H
= 514,3 Н/мм 2
, т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.
3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:
Где N FO
1
, N FO
2
- число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10 6
циклов
N 1
, N 2
- число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода
3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:
3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:
3.1.9 Примем значения[у] F
1
и [у] F
2
на 25% меньше расчётного:
Принимаем F
= 191,966 (Н/мм 2
), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.
3.12 Составляем табличный ответ расчета:
4.1.1 Определяем межосевое расстояние передачи:
K a
- вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43
U ЗП
- передаточное число закрытой передачи, равное 5,0
Т 2
- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
y а
- коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315
[s] н
- допускаемое контактное напряжение, H/мм 2

K н
b
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1
4.1.2 Определяем делительный диаметр колеса:
a w
= 102(мм) - межосевое расстояние передачи
U ЗП
= 5,0 - передаточное число передачи
4.1.3 Определяем ширину венца колеса: b 2
= ш a
* a w
= 0,315*102 = 32,13(мм) где
ш a
= 0,315 - коэффициент ширины венца колеса
a w
= 102(мм) - межосевое расстояние передачи
4.1.4 Определяем модуль зацепления:
K m
- вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8
Т 2
- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
4.1.5 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
4.1.6 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
a w
- межосевое расстояние передачи, мм
m n
- нормальный модуль зацепления, мм
4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:
4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:
4.1.9 Определяем число зубьев колеса:
4.1.10 Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:
4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:
4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:
а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:
m n
- нормальный модуль зацепления, мм
б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
d 1
- делительный диаметр шестерни, мм
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
m n
- нормальный модуль зацепления, мм
в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:
d 1
- делительный диаметр шестерни, мм
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
m n
- нормальный модуль зацепления, мм
г) Определяем ширину венца шестерни и колеса:
a w
- межосевое расстояние передачи, мм
y а
- коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315
4.2.1 Проверяем межосевое расстояние передачи a w
, мм:
d 1
- делительный диаметр шестерни, мм
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
a w
- межосевое расстояние передачи, мм
4.2.2 Определяем окружную силу в зацеплении F t
, H:
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
Т 2
- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
4.2.3 Определяем окружную скорость колеса передачи V , м / с:
w 2
- угловая скорость тихоходного вала,рад/с
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
4.2.3 Определим значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями, K Н
a
= 1,125
4.2.4 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки, К Н
u
:

4.2.5 Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба, К Н
b
:

4.2.7 Проверяем контактное напряжение [у] н
, (Н/мм 2
):
K - вспомогательный коэффициент равный 376
U ф
= 5,0 - фактическое передаточное число
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
4.2.8 Определяем эквивалентные числа зубьев, шестерни и колеса:
4.2.9 Определяем коэффициент формы зуба шестерни Y F
1
и колеса Y F
2:

4.2.10 Определяем значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями K F
2:

4.2.11 Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки K F
в:

4.2.12 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки K FV
:
= 1,03
4.2.13 Определяем значение коэффициента наклона зуба Y в:

4.2.14 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:
[у] F
1
= 220,55(Н/мм 2
) - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни
[у] F
2
= 191,97(Н/мм 2
) – допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса
4.2.15 Составляем табличный ответ расчета
5.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи:
5.1.1 Определяем окружную силу на колесе F t
2
, H:
F t
2
=2*T 2
*10 3
/d 2
=2*218,42*10 3
/=1844(H)
T 2
- вращающий момент тихоходного вала, H*м
d 2
- делительный диаметр колеса, мм
5.1.2 Определяем окружную на шестерне F t
1
, H:
5.1.3 Определяем радиальную силу на колесе F r
2
, H:
F r2
= F t2
*tgб/cosв=1844*tg20 0
/cos11,88264 0
=686(H)
5.1.4 Определяем радиальную силу на шестерне F r
1
, H:
5.1.5 Определяем осевую силу на колесе F A
2
, H:
F A2
= F t2
*tgв=1844*tg11,88264 0
=388(H)
5.1.6 Определяем осевую силу на шестерне F A
1
, H:
5.2 Определение значений консольных сил:
5.2.1 Принимаем радиальную силу ременной передачи F опр
, H:
5.2.2 Определяем радиальную силу муфты тихоходного вала F м2
,H:
T 2
- вращающий момент на тихоходном валу, H*м
5.3 Составляем силовую схему нагружения валов
5.3.1 Принимаем направление винтовых линий колёс: для шестерни – с левым зубом, для колеса – с правым зубом
5.3.2 Принимаем направление вращения двигателя по часовой стрелке
5.3.3 Принимаем направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с принятым направлением винтовой линии и вращения валов: окружные силы F t
1
и F t
2
направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T 1
и T 2,
приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины; окружная сила Ft1 направлена противоположно вращению шестерни, а F t
2
– по направлению вращения колеса
5.3.4 Определяем направление консольных сил на выходных концах валов:
а) направление консольной силы от цепной передачи F оп
перпендикулярно оси вала и, в соответствии с положением передачи, она направлена вертикально к горизонту
б) консольная сила от муфты F м
перпендикулярна оси вал и направлена в сторону, противоположную силе F t
1
=F t
2

5.3.5 Определяем направление радиальных реакций в подшипниках: радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направляем в сторону, противоположную направлению окружных сил F t
1
и F t
2
и радиальных сил F r
1
и F r
2
в зацеплении редукторной пары. Точка приложения - середина подшипника
5.3.6 Определяем направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радиальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях методом параллелограмма
6.1 Выбираем для быстроходного вала термически обработанную среднеуглеродистую легированную сталь 45 и для тихоходного вала термически обработанную среднеуглеродистую легированную сталь 40X.
6.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение. Расчет выполняем по напряжениям кручения (при чистом кручении) при этом не учитываем напряжение на изгиб, концентрацию напряжений во времени (циклы напряжений).
Для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение [t] к
принимаем заниженными:
Значение [t] к
= 20(Н/мм 2
) принимаем для быстроходного вала, а [t] к
= 25(Н/мм 2
) для тихоходного вала.
6.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов:
6.3.1 Определяем диаметр d, и длину L каждой ступени быстроходного вала:
М к
- вращающий момент быстроходного вала, Н*м
[t] - допускаемое касательное напряжение, МПа
Принимаем d 1
= 21(мм), l 1
= 1,35*d 1
=1,35*21,33=28,8(мм)
d 2
= d 1
+ 2t = 21,33 + 2*2 = 25,33(мм)
l 2
= 1,5 * d 2
= 1,5 * 25,33 = 37,9(мм)
d 3
= d 2
+ 3,2r = 25,33 + 2*2 = 29,33(мм)
L 3
- определяем графически на эскизной компоновке
6.3.2 Определяем диаметр d, мм, и длину L, мм, каждой ступени тихоходного вала:
М к
- крутящий момент на тихоходном валу, Н*м
[t] - допускаемое касательное напряжение, МПа
l 1
= 1,25*d 1
=1,25*35,22=44,03(мм)
d 2
= d 1
+ 2t = 35,22 + 2*2,5 =40,22(мм),
l 2
= 1,25*d 2
= 1,25*40,22 = 50,28(мм)
d 3
= d 2
+ 3,2r = 40,22 + 3,2 * 2,5 = 48,22 (мм)
L 3
- определяем графически на эскизной компоновке
6.3.3 Предварительно намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников D п1
= 25(мм), D п2
= 40(мм)
Динамическая грузоподъемность С, кН
Статическая грузоподъемность, C 0
, кН
Решаем вопрос о смазывании подшипников.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца
7.1 В проектируемом редукторе оси валов параллельны, расстояние между валами a w
= 140(мм), что соответствует межосевому расстоянию зубчатой передачи
7.2 Редукторная пара вычерчивается в соответствии с геометрическими параметрами полученными в результате проектного расчета
7.3 Для предотвращения заедания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса, контур стенок проводим с зазором, из условия x³0,03*a w
+1 мм, принимаем х = 10 мм.
Также зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем из условия y ³ 4x, следовательно y = 40(мм)
7.4 Ступени быстроходного и тихоходного валов вычерчиваются на соответствующих осях по размерам принятым в проектном расчете. Ступени валов вычерчиваются в последовательности от 3 - ей до 1- ой, при этом длину 3 - ей ступени получаем конструктивно как расстояние между противоположными стенками корпуса
7.5 На 2 - ой и 4 - ой ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам для быстроходного вала d б
= 25(мм); D б
= 52(мм); B б
= 15(мм); для тихоходного вала d т
= 40(мм); D т
= 80(мм); B т
= 18(мм)
7.6 Определяем расстояние между точками приложения реакции подшипников быстроходного и тихоходного валов:
l б
= L 3б
+ B б
= 58 + 15 = 73(мм)
l т
= L 3т
+ B т
= 58 + 18 = 76(мм)
7.7 Определяем точку приложения консольных сил:
а) Силу давления цепной передачи принимаем приложенной к середине выходного конца тихоходного вала на расстоянии от точки приложения реакции смежного подшипника l оп
= 45,5(мм)
б) Силу давления муфты принимаем приложенной между полумуфтами, то есть точка приложения данной силы находится в торцевой плоскости выходящего конца быстроходного вала на расстоянии от точки приложения смежного подшипника l м
= 85(мм)
8.1 Составляем расчётную схему тихоходного вала редуктора:
8.2 Определяем реакции в подшипниках:
F t
= 1844(Н) – окружная сила зацепления
44*F М
+ 50*F r
– 108*R BX
– 0,5*F a
*d = 0
R BX
= (44*F М
+ 50*F r
– 0,5*F a
*d) / 108 = 645(Н)
152*F М
- 58*F r
– 108*R А
X
– 0,5*F a
*d = 0
R А
X
= (152*F М
- 58*F r
– 0,5*F a
*d) / 108 = 1806(Н)
F a
= 388(Н) – осевая сила зацепления
F r
= 686(Н) – радиальная сила зацепления
F М
= 1847(Н) – радиальная сила муфты
d = 236,9(мм) – делительный диаметр колеса
8.3 Строим эпюру изгибающих моментов:
в) М ИВ3
= 0,05*R AY
= 0,05*990 = 49,5(Н*м)
г) М ИВ4
= 0,108*R AY
– 0,058*F t
= 0,108*990 – 0,058*1844 = 0
б) М ИГ2
= 0,044*F М
= 0,044*1847 = 81,3(Н*м)
в) М ИГ3сл
= 0,094*F М
– 0,05*R AX
= 0,094*1847 – 0,05*1806 =83,3(Н*м)
г) М ИГ3сп
= 0,094*F М
– 0,05*R AX
– 0,5*d*F a
= 0,094*1847 – 0,05*1806 –0,5*0,2369*388 = 37,4(Н*м)
в) М ИГ4
= 0,152*F М
– 0,108*R AX
– 0,5*d*F a
– 0,058*F r
= 0,152*1847 – 0,108*1806 – 0,5*0,2369*388 – 0,058*686 = 0
8.4 Строим эпюру крутящих моментов (М К
= Т 2
):
8.5 Определяем суммарные радиальные реакции подшипников, Н:
R AY
– реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. А
R AX
– реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. А
R BY
– реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. В
R BX
– реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. В
8.6 Определяем максимальный изгибающий момент для участков вала, Н*м:
М ИГ
– изгибающий момент в горизонтальной плоскости
М ИВ
– изгибающий момент в вертикальной плоскости
8.7 Для опасного участка сечения вала определяем эквивалентный момент по 3-ей гипотезе прочности, Н*м:
М И
MAX
– максимальный изгибающий момент
М К
– вращающий момент тихоходного вала
[у -1
] И
– предел выносливости материала
9. Конструирование зубчатого колеса
диаметр тихоходного вала под колесо D B
= 48(мм)
диаметр вершин зубьев колеса d a
= 240,9(мм)
диаметр впадин зубьев колеса d f
= 232,1(мм)
глубина паза ступицы l СТ
= 3,8(мм)
9.2 Определяем наружный диаметр ступицы колеса D СТ
, мм:
где: D B
– диаметр тихоходного вала под колесо
9.3 Определяем длину ступицы L СТ
, мм:
D B
– диаметр тихоходного вала под колесо
9.4 Определяем толщину обода зубчатого венца д 1
, мм:
9.5 Определяем толщину диска д 2
, мм:
9.6 Определяем наружный диаметр канавки зубчатого венца D K
, мм:
D K
= d f
– 2*д 1
= 232,1 – 2*6 = 220,1
d f
– диаметр впадины зубьев колеса
д 1
– толщина обода зубчатого венца
9.7 Определяем диаметр, определяющий расположение отверстий в диске D 1
, мм:
D 1
= 0,5*(D K
+ D СТ
) = 0,5*(220,1 + 76,8) = 148
где: D K
– наружный диаметр канавки зубчатого венца
D СТ
– наружный диаметр ступицы колеса
D O
= (D K
– D СТ
) / 3 = (220,1 – 76,8) / 3 = 48
D K
– наружный диаметр канавки зубчатого венца
D СТ
– наружный диаметр ступицы колеса
9.9 Определяем глубину фаски l ф
, мм
Угол наклона фаски принимаем равным 45˚
10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок
10.1 Принимаем по ГОСТ 23360 – 78 размер шпонок, пазов и длину шпонок. Материал шпонок СТ45 (нормализованная). Назначаем допускаемое напряжение на смятие при стальной [у] СМ
= 100 … 120(Н/мм 2
):
Длина шпонки должна быть на 3 … 10 мм меньше длины ступицы детали насаживаемой на вал и принимают длину из ряда стандартных длин.
10.2 Проверяем соединения, осуществляемые с помощью призматических шпонок на смятие рабочих поверхностей и соединительных деталей для шестерни у СМ1
и колеса у СМ2:

Т 1
– вращающий момент на быстроходном валу, Н*м
d – диаметр быстроходного вала под подшипник, мм
l р
– расчетная длина шпонки, равная l р
= l – b = 32 – 8 = 24(мм)
Т 2
– вращающий момент на тихоходном валу, Н*м
d – диаметр тихоходного вала под подшипник, мм
l р
– расчетная длина шпонки, равная l р
= l – b = 50 – 14 = 36(мм)
у СМ
при стальных ступицах берется от 100 до 150 Мпа. Меньшие значения допускаемых напряжений принимают при передачах неравномерных или передаточных нагрузках.
1. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 1. – Минск: МГВРК, 1998
2. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 2. – Минск: МГВРК, 1999
3. Боголюбов С.К. Черчение. – М.: Машиностроение, 1989

Название: Подбор и расчет редуктора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 02:10:20 05 января 2011 Похожие работы
Просмотров: 239
Комментариев: 15
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Подбор и расчет редуктора
Сочинение С 15 Фразеологизмами
Реферат по теме Теории происхождения государства. Понятие формы государства и её влияние на развитие государства
Реферат На Тему Преступления Против Жизни
Реферат по теме Махновщина
Рефераты Анатомия
Сочинение Эссе На Тему Наследие Абая
Реферат: Матричные принтеры. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме Механизм когерентности обобщенного кольцевого гиперкуба с непосредственными связями
Курсовая работа: Россия в мировом производстве и торговле продовольствием. Скачать бесплатно и без регистрации
Контрольная работа: Психологические рекомендации по управлению вниманием. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме Разработка базы данных в Microsoft Access
Реферат: Black Panthers Essay Research Paper Today I
Лабораторная работа: Генерування підмножин з заданої множини
Курсовая работа: Правовая характеристика заключения трудового договора (контракта)
Дипломная работа: Історія України
Контрольная работа: Расчет оптимального теплообменника по параметрам эффективности теплопередачи
Реферат: Перемещение товаров для личных целей
Дипломная работа по теме Влияние планировки торгового предприятия на рациональное распределение познавательных ресурсов посетителей на примере ООО СП ТЦ "Омский"
Реферат На Тему Биография
Курсовая работа по теме Анализ вида деятельности предприятия ОАО 'Промтрактор'
Дипломная работа: Воспитание привычек нравственного поведения у детей в средней группе
Реферат: Фрейд
Реферат: Дети блокадного Ленинграда