Курсовая работа: Разработка конического редуктора

⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет
1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт
1.10 Проверочный расчет ведомого вала
1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала
1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности
Настоящий курсовой проект выполнен на основе технического задания, которое включает кинематическую схему привода ковшового элеватора, а также необходимые технологические параметры:
Новизна проекта заключается в том, что это первая самостоятельная конструкторская робота, закрепляющая навыки, полученные по дисциплине: «Детали машин», а также черчению, материаловедению, метрологии.
Объектом исследования является конический редуктор. Глубина проработки заключается в том, что расчет и проектирование основных деталей и узлов доводится до графического воплощения.
Актуализация проекта состоит в том, что умение расчета и проектирования деталей и узлов общего машиностроения востребованы в курсовых проектах по специальности, дипломном проекте, на производстве.
Основные этапы работы над проектом:
1. Кинематический и силовой расчет привода.
2. Проектные расчеты конической зубчатой передачи, волов, колеса, корпуса и крышки редуктора
4. Выбор стандартных деталей и узлов.
5. Проверочный расчет деталей и узлов.
6. Выполнение сборочного чертежа редуктора и рабочих чертежей ведомого вала и конического колеса.
Теоретическая часть работы заключается в составлении краткого описания редуктора, разработке процесса его сборки по сборочному чертежу и назначения требований по технике безопасности и охране труда.
В настоящей курсовой работе спроектирован конический одноступенчатый редуктор. Он состоит из конической зубчатой передачи, заключенной в герметичный корпус. Шестерня изготовлена заодно с валом. Валы установлены в подшипники:
ведущий – роликовые конические однорядные подшипники 7209 – установлены врастяжку;
ведомый – роликовые конические однорядные подшипники 7210 – установлены враспор.
Температурный зазор регулируется с помощью набора металлических прокладок.
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом – пресс-солидолом марки С ГОСТ 4366–76, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колесо на всю длину зуба.
Контроль за уровнем мосла производим с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла предусмотрено отверстие в нижней части корпуса.
1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

η кон
= 0,95 – 0,97 η м
= 0,98 η цеп
= 0,90 – 0,93
КПД подшипников учтено в КПД передач, общий КПД равен
η = η кон
· η м
· η цеп
= 0,97 · 0,98 · 0,92 = 0,874
2) Определяем требуемую мощность электродвигателя.
Определяем мощность рабочей машины:
3) Из таблицы К9 [1] выбираем двигатель, т. к. быстроходные двигатели имеют низкий ресурс и тихоходные имеют большие габариты, выбираем средне скоростной двигатель, имеющий ближайшую большую мощность:
4) Определяем общее передаточное число передачи и передаточные числа ступеней, воспользуемся рекомендацией табл. 2.3 [1].
Определяем частоту вращения вала рабочей машины:
U цеп
= передаточное число ступеней удовлетворяет рекомендациям [1].
5) Определяем угловые скорости валов
6) Определяем мощности по валам передач:
Р 2
= Р дв.тр
· η м
= 5,72 · 0,98 = 5,6 (кВт);
Р 3
= Р 2
· η кон
= 5,6 · 0,96 = 5,43 (кВт);
7) Определяем моменты на валах передач:
Из предыдущих расчетов вращающий момент на ведомом валу М 3
= 187,9 (Н ·м);
Нагрузка близка к постоянной, передача нереверсивная.
1. Так как нагрузка на ведомо валу достаточно велика, для получения компактного редуктора принимаем марку стали 35ХМ для шестерни и колеса, с одинаковой термообработкой улучшения с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49…65 HRC, σ Т
= 750 МПа при предлагаемом диаметре заготовки шестерни D< 200 мм и ширине заготовки колеса S < 125 мм.
Принимаем примерно средне значение твердости зубьев 51HRC.
2. Допускаемое контактное напряжение по формуле (9.37 [6])
Для материала зубьев шестерни и колеса принимаем закалку при нагреве ТВЧ по всему контуру зубьев σ н
o
= 17 HRC + 200 (см. табл. 9.3 [6])
[S H
] = 1,2; K HL
= 1 (см. § 9.11 [6])
3. Допустимое напряжение изгиба по формуле (9.42)
[σ F
]= (σ FO
/[S F
] K FC
· K FL
.

Для материала зубьев шестерни и колеса: см. по табл. 9.3 [6].
σ FO
= 650 МПа; [S F
] = 175; K FC
= 1 (см. § 9.1 [6])
[σ F
] = (650/1,57) ·1 ·1 = 370 (МПа);
4. Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (9.77)
5. По табл. 9.5 [6] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца К НВ
= 1,4
6. Внешний делительный диаметр колеса по формуле
d e
2
= 180 мм и ширину зубчатого венца b = 26 мм (см. табл. 9.7 [6])
0,15 – Δ К НВ
= 1,44 – 0,2025 = 1,64
8. Внешний окружной модуль по формуле (9.79 [6])
11. Углы делительных конусов по формуле (9.49 [6])
12. Основные геометрические размеры (см. формулы 9.50 … (9.56) [6]):
d e1
= m e
· z 1
= 2,72 ·21 = 57,12 (мм);
R = R e
– 0,5в = 94,2 – 0,5 ·26 = 81,2 (мм);
Пригодность размера ширины зубчатого венца
в = 28 < 0,285 R е
= 0,285 · 94,2 = 26,8 (мм);
m = m e
R/R e
= 2,72 ·81,2/94,2 = 2,34 (мм);
d 1
= m z 1
= 2,34 ·21 = 49,14 (мм);
d 1
2= m z 2
= 2,34 ·66 = 154,44 (мм);
d ае
1
= d e1
+2me cos δ 1
= 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм);
d ае
2
= d e2
+2me cos δ 2
= 180 + 2 ·2,72 · cos 72° = 181,7 (мм);
13. Средняя скорость колес и степень точности
по табл. 9.1 принимаем 8 степень точности передачи.
14. Силы в зацеплении по формулам (9.57)… (9.59); окружная на колесе и шестерне:
F t
= 2М 3
/d 2
= 2 · 187,9 ·10 3
/154,44 = 2433,3 (Н);
радиальная на шестерни и осевая на колесе:
F r
1
= F a
2
= Ft · tgαω·cosδ 1
= 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);
осевая на шестерни и радиальная на колесе:
F а1
= F r
2
= Ft · tgαω·sinδ 1
= 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н);
15. Коэффициент динамической нагрузки
16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])
17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])
z υ
1
= z 1
/cos σ 1
= 21 / cos 18° = 22,1 (Н);
z υ
2
= z 2
/cos σ 2
= 66 / cos 72° = 220 (Н);
Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])
0,1 – Δ К НВ
= 3,98 – 0,003 = 3,977
К F
В
= 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения
19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])
σ F
1
= 316,8 МПа < [σ F
] = 370 МПа.
Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса
σ F
2
= Y F
1
Y F
2
/ Y F
1
= 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);
σ F
2
= 286,76 МПа < [σ F
] = 370 МПа.
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
Ведущий вал выполняем заодно с шестерней.
1. Т.к. вал выполняем заодно с шестерней, то его материал сталь 35ХМ, тогда допустимое напряжение на кручение можно принять [τ] = 20 МПа.
В кинематической схеме предусмотрено соединение ведущего вала редуктора и электродвигателя, выписываем из таблицы К10 [1] диаметр вала выбранного двигателя d э
= 38 мм и проверяем соотношение.
dв 1
= 0,8 · d э
= 0,8 · 38 = 30,4 (мм);
т. к. данное соотношение выполняется, принимаем dв 1
= 30 мм
2. Диаметр по монтажу: d м1
= dв 1
+ 5 мм = 30 + 5 = 35 (мм)
3. Диаметр цапфы: d 1
= d м1
+ 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм)
4. Начинаем построение вала с прорисовки шестерни.
4.1 Под углом σ 1
= 18° откладываем расстояние:
4.2 Откладываем ширину зубчатого венца:
4.3 Откладываем высоту головки зуба:
h a
= m e
= 2,72 (мм) и высоту ножки зуба
h f
= 1,28 m e
= 1,28 · 2,72 = 3,48 (мм);
4.4 Соединяем полученные точки с вершиной делительного конуса.
4.5 Строим буртик (d δ
) для упора подшипника:
d δ
1
= d n
1
+10 = 40 + 10 = 50 (мм);
4.6 Определяем диаметр резьбы для гайки, крепящей подшипник:
d р1
= d м1
+ 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм);
Принимаем стандартное значение резьбы для гайки М36.
М 3
= 187,9 (Н · м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора.
1. Диаметр выходного участка определяем из условия прочности на кручение:
d м2
= d в2
+ 5 = 40 + 5 = 45 (мм);
d n
2
= d м2
+ 5 = 45 + 5 = 50 (мм);
d к2
= d n
2
+ 5 = 50 + 5 = 55 (мм);
d δ
2
= d к2
+ 10 = 55 + 10 = 65 (мм);
в = 26 мм; R e
= 94,2 мм; d к
= 55 мм; m = 2,34 мм;
d ае2
= 181,7 мм; d е2
= 180 мм; d 2
= 154,44 мм;
1. Находим диаметр ступицы стальных колес:
d ст
= 1,45d в2
= 1,45 · 55 = 80 (мм);
L ст
= 1,1 · d к
= 1,1 · 55 = 60 (мм);
с = 0,1 R e
= 0,1 · 94,2 = 9,42 (мм);
n = 0,5 m n
= 0,5 · 2,34 = 1,17 (мм);
Рис. 3. Эскиз конического зубчатого колеса
1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

R e
= 94,2 (мм) – внешнее конусное расстояние.
1. Толщина стенки конуса и крышки редуктора:
δ = 0,05 R e
+ 1 = 0,05 · 94,2 + 1 = 5,71 (мм); δ = 8 (мм);
δ = 0,04 R e
+ 1 = 0,04 · 94,2 + 1 = 4,77 (мм); δ 1
= 8 (мм);
2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:
р = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 18,8 (мм) ≈20 (мм);
5. Толщина ребер основания корпуса:
m 1
= (0,85÷1) δ 1
= 1 · 8 = 8 (мм);
d 1
= 0,072 R e
+12 = 0,072 · 94,2 + 12 = 18,78 (мм);
d 2
= (0,7÷0,75) d 1
= 0,75 · 20 = 15 (мм);
8.2 Соединяющие основание корпуса с крышкой
d 3
= (0,5÷0,6) d 1
= 0,6 · 20 = 12 (мм);
9. Размеры, определяющие положение болтов d 2
:
е ≈ (1÷1,2) d 2
= 1 · 15 = 15 (мм);
q = 0,5 d 2
+ d 4
= 0,5 · 15 + 6 = 13,5 (мм);
d 4
= 6 (мм) (по таблице 10.3 [2]);
Рис. 4. Эскиз корпуса и крышки редуктора
Эскизная компоновка редуктора служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последовательного определения опорных реакций и проверочного расчета вала, а также проверочного расчета подшипников.
С учетом типа редуктора предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники. По диаметру цапфы (d n
2
= 50 мм). Выбираем по каталогу подшипники ведомого вала 7210.
Назначаем способ смазки: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого венца в масло, подшипники смазываются автономно, пластичным смазочным материалом, камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Определяем размеры, необходимые для построения и определения положения реакций опор:
f 1
= 35 (мм) – определяем конструктивно
Расстояние между опорами ведомого вала:
1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от полумуфты на ведущий вал, от колеса на ведомый вал и от ведомого вала на звездочку.
Все соединения осуществляем шпонками с исполнением 1.
1. Соединение полумуфта – ведущий вал:
Здесь h = 7 мм; в = 8 мм; t 1
= 4 мм.
l ст
= 1,5 d в1
= 1,5 · 30 = 45 (мм).
l ш
= l ст
– 5 мм = 45 – 5 = 40 (мм).
1.3 Принимаем стандартное значение:
1.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:
1.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:
2. Соединение звездочки с ведомым валом:
Здесь h = 8 мм; в = 12 мм; t 1
= 5 мм. (табл. К 42 [1])
l ст
= 1,5 d в2
= 1,5 · 40 = 60 (мм).
l ш
= l ст
– 5 мм = 60 – 5 = 55 (мм).
2.3 Принимаем стандартное значение:
2.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:
2.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:
σ см
= 84,7 МПа < [σ] см
= 110 МПа.
1.10 Проверочный расчет ведомого вала

М 3
= 187,9 (Н ·м) – момент на ведомом валу
d 2
= 154,44 (мм) – диаметр делительной окружности.
На эскизной компоновке редуктора замеряем размеры
Вычисляем консольную длину участка:
l к
= 0,7 · d в2
+ (50 мм) = 0,7 ·40 + 50 = 0,078 м
Вычисляем консольную силу для зубчатого редуктора:
Материал Сталь 45 из табл. 3.2 [1], ТО – улучшение с закалкой ТВЧ 45 HRC.
σ b
= 780 МПа; σ -1
= 335 МПа; τ 0
= 370 МПа.
Способ обработки рабочих поверхностей – чистовая обточка, цапфы шлифуются.
1. Консольная сила прикладывается параллельно окружной и имеет противоположное ей направление.
Определяем осевой изгибающий момент:
2. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:
ΣМ(А) i = 0 1) – У В
·0,19 + F r
· 0,07 – Ma = 0
ΣМ(B) i = 0 2) У A
·0,19 – F r
· 0,12 – Ma = 0
3. Строим эпюру изгибающих моментов М х
:
4. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости
ΣМ(А) i = 0 1) F к
·0,07 + F t
· 0,07 – X B
· 0,19 = 0
ΣМ(B) i = 0 2) F k
·0,26 + X A
· 0,19 – F t
· 0,12 = 0
5. Строим эпюру изгибающих моментов М у
:
6. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:
8. Опасным является сечение Д, т. к. М иД
= М max
,
концентратор напряжений – шпоночный паз.
d к2
= 55 (мм); в = 16 (мм); t 2
= 4,3 (мм) (табл. К 42 [1]);
9. Определяем геометрические характеристики сечения:
10. Определяем максимальное напряжение в опасном сечении:
11. Полагаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому циклу;
12. Из табл. 2.1–2.5 [3] выбираем коэффициенты влияния на предел выносливости.
Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения К d
:
5 – Δ К d
σ
= 0,81 – 0,0125 = 0,797
Эффективный коэффициент концентрации напряжений К δ
(К τ
):
Коэффициенты влияния качества обработки К F
:
Коэффициент влияния поверхности упрочнения К υ
:
13. Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости:
14. Определяем пределы выносливости в данном сечении:
15. Определяем запас усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям
16. Определяем общий запас усталостной прочности и сравниваем его с допускаемым:
Запас усталостной прочности обеспечен.
1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

Тип подшипника назначается в зависимости от условий работы подшипникового узла, в частности, о наличия осевой силы. Подшипник выбирается по соответствующей таблице в зависимости от диаметра цапфы.
Расчет заключается в определении расчетной динамической грузоподъемности и сравнении ее с грузоподъемностью подшипника, взятой из таблицы С r
расч
≤ С r
– условия работоспособности подшипника.
ω 3
= 28,9 (р/с) – угловая скорость вала
L H
– 12000 (час) – ресурс подшипника
Характер нагрузки – умеренные толчки.
У А
= 503,8 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости
У В
= – 241 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости
Х А
= -808 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости
Х В
= 1527,8 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости
Выбираем подшипник 7210 по табл. К 29 [1] (начиная с легкой серии)
1. Определяем суммарные реакции опор:
2. Выписываем из таблицы К 29 [1] характеристику подшипника.
С r
= 52,9 (кН); С or
= 40,6 (кН); e = 0,37; у = 1,6.
3. В соответствии с условиями работы принимаем расчетные коэффициенты.
V = 1 – коэффициент вращения, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника.
К б
= 1,3 – коэффициент безопасности, учитывающий влияние характеристики нагрузки на долговечность подшипника.
К Т
= 1 – коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника.
3.1 Определим осевые составляющие от радиальных сил
R S
1
= 0,83 eR A
= 0,83 · 0,37 · 952,2 = 294,4 (Н);
R S
2
= 0,83 eR В
= 0,83 · 0,37 · 1546,7 = 475 (Н);
3.2 Определяем расчетные осевые силы.
R S
1
= 294,4 (Н) < R S
2
= 475 (Н)
F A
= 832,2 (Н) > R S
2
– R S
1
= 475 – 294,4 = 180,6 (H);
R A
2
= R A
1
+ F A
= 294,4 + 832,2 = 1126,6 (Н).
3.3 Определяем соотношение R A
/V·R
4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
R E
1
= (XVR A
+ УR a
1
) K T
K б
= (1·1·952,2+0·294,4) ·1·1,3 = 1237,9 (Н);
R E
2
= (XVR В
+ УR a
2
) K T
K б
= (0,4·1·1546,7+1,6·1126,6) ·1·1,3 = 3147,6 (Н);
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.
5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:
Р = 3,33 – для роликовых подшипников
6. Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность С r
расч
и базовую динамическую грузоподъемность С r
:
С r
расч
= 15,42 (кН) < С r
= 52,9 (кН).
Подшипник 7210 удовлетворяет заданному режиму работы.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [2].
Посадка зубчатого конического колеса на вал по ГОСТ 25347–82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К 6
. Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по H 7
. Посадка распорных колец, сальников на вал .
Посадка стаканов под подшипники качения в корпусе, распорные втулки на вал .
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
По табл. 10.8 [2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ н
= 899 МПа и средней скорости V = 2 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 60· 10 -6
м 2
/с. По табл. 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И‑70А (по ГОСТ 20799–75). Подшипники смазывают пластичным материалом, закладываем в подшипниковые камеры, при монтаже. Сорт смазки выбираем по табл. 9.14 [2] – пресс-солидол марки С (по ГОСТ 43–66–76).
1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Требования по технике безопасности:
а) Все вращающиеся детали должны быть закрыты защитными кожухами;
б) Корпус редуктора не должен иметь острых углов, кромок и должен быть оборудован монтажным устройством;
в) На ограждение необходимо поставить блокировку и предупредительный знак.
а) Отработанное масло сливать в предназначенные для этого емкости;
б) Вышедшие из строя детали складировать в специальных помещениях.
В курсовом проекте продумана конструкция конического редуктора, выполнены расчеты цепной передачи, валов, колеса, корпуса и крышки редуктора. По каталогам выбраны размеры шпоночных соединений ГОСТ 23360–78 для диаметров 30 и 40 и выбраны подшипники роликовые конические однорядные 7209 и 7210 ГОСТ 27365–87. Для деталей и узлов проведены необходимые проверочные расчеты.
Графическая часть (сборочный чертеж конического редуктора, чертеж колеса конического, чертеж ведомого вала) выполнена согласно требованиям ЕСКД. Продуманы требования по технике безопасности и охране труда; по сборочному чертежу описан процесс сборки редуктора.

Название: Разработка конического редуктора
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 12:01:50 14 мая 2009 Похожие работы
Просмотров: 1703
Комментариев: 15
Оценило: 3 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: Разработка конического редуктора
Реферат: Ресурсы и факторы производства. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение 3 Богатыря 7 Класс
Реферат: Perception Of Reality Essay Research Paper Perception
Реферат по теме Византия
Финансовая Система Рф Контрольная Работа
Курсовая Работа По Стилистике Английского Языка
Реферат по теме История декабристов
Реферат: Стихотворения Роберта Стивенсона и их роль в развитии детской литературы
Минус Собственного Сочинения
Контрольная работа: Страхование финансовых рисков
Сочинение Говорят Мудрые
Современные Системы Закаливания Плюсы И Минусы Реферат
Реферат по теме Сахарный диабет и оперативная медицина
Курсовая работа: Рынок и государство. Скачать бесплатно и без регистрации
Практическая Работа Создание Буклета
Курсовая работа: Поиск истины
Контрольная Работа 3 Четверть Вариант 3
Доклад: Для чего нужны коллекционные аквариумы
Инновационные Технологии Обучения В Вузе Реферат
Реферат: Проблеми податкового реформування в Україні
Реферат: Философско-религиозные системы Древнего Китая
Реферат: Внешние запоминающие устройства(ВЗУ)
Контрольная работа: Національне відтворення