Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей. Реферат. Математика.
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей
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!
Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической
передачей
Техническое
задание
Назначение
и сравнительная характеристика привода
1.
Кинематический и силовой расчёт
привода. Выбор
электродвигателя
2.
Геометрический прочностной расчёт
закрытой передачи
3.
Разработка эскизной компоновки
редуктора
4.
Проверка долговечности
подшипников
5.
Уточнённый расчёт
валов
6.
Выбор типа крепления вала на
колесе
7.
Выбор и анализ
посадок
8.
Выбор муфт. Выбор
уплотнений
9.
Выбор смазки редуктора и
подшипников
10.Сборка
редуктора
11.Список
использованной литературы
Исходные данные:
Т = 18 Н*м
w = 56 рад/с
d = 0.55 м
3.
Редуктор с прямозубой конической
передачей
Задание: Рассчитать
одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный
чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.
Назначение и сравнительная характеристика привода
Данный привод используется в
картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель,
открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический
редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом
проекте.
Редуктором называется
механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде
отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей
машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые
зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение угловой
скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом
ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи -
зубчатые колёса, валы подшипники и т.д.
Наиболее часто используют
цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих
передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.
1.
Постоянство передаточного числа
(для прямозубой цилиндрической U=2¸4,
косозубой цилиндрической U=4¸6, для конической U=2¸3)
2.
Высокая нагрузочная способность
5.
Большая долговечность, прочность,
надёжность, простота в обслуживании
6.
Сравнительно малые нагрузки на
валы и опоры
1.
Невозможность без ступенчатого
изменения скорости.
2.
Высокие требования к точности
изготовления и монтажа.
4.
Плохие амортизационные свойства,
что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.
5.
Громоздкость при больших межосевых
расстояниях.
6.
Потребность в специальном
оборудовании и инструменте для нарезания зубьев.
7.
Зубчатые передачи не предохраняют
от опасных нагрузок
Конические
передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и
монтаже т.к. для них требуется большая точность.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт .
1.1 Определяем требуемую мощность двигателя
N=N*w (Вт)
Т=Твых=Т3
h=hр*hоп*пк
р-редуктора
h=0,97*0,96*0,9 =0,679 оп-открытой
передачи
пк-подшипников качения
1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия
Nн ³ Nдв
Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5
кВт nс=3000
Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1)
1. 5 Определяем передаточное отношение двигателя
, где nдв -
синхронная частота вращения, Об/мин;
nвых - частота вращения выходного
вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин
1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи
1.7 Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное
отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой
передачи U=2¸3
, где U -
передаточное отношение двигателя
Uоп - передаточное отношение открытой
передачи
Uр - передаточное отношение редуктора
Остановим
свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения:
uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп =
2
1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных
меанизмов.
1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма
Nдв=4,73*313,6=1483 Вт
1. 10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w 3 с учётом выбранного двигателя
Nдв=4.19*56=1500 Вт
В
дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений
1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма
2 .
Геометрический прочностной расчёт
закрытой передачи .
Для шестерни и колеса
выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое
напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок [s0]=122 МПа,
допускаемое контактное напряжение [s]=550 МПа
2.2 Определяем внешний делительный диаметр
коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному
[1],
где
Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);
de2 - внешний делительный
диаметр, мм;
[s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;
up - передаточное отношение
редуктора;
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее
стандартное значение
2.3 Принимаем число зубьев на шестерне
2.4 Определяем число зубьев на колесе
Z2=uр*Z1=2,8*22=62 [1]
Определяем
геометрические параметры зубчатой передачи
[1]
шестерни
колеса
2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса
2.8 Определяем внешнее конусное расстояние
2.9 Определяем среднее конусное расстояние
2.10 Определяем средний окружной модуль
2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса
d=m*Z [1] d1=1.3*22=28.6 мм
d2=1.3*62=80.6 мм
2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное
шестерни
, где Т - крутящий
момент
на выходном валу; d - средний делительный диаметр
радиальное , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°
коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Для проверки контактных
напряжений определяем коэффициенты нагрузок
[1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по
длине зуба;
КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми
зубьями;
КНV - коэффициент
учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс
Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
[1] , где
, где КFb - коэффициент
концентрации нагрузки;
Y - коэффициент формы зубьев
выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
При
этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6
Дальнейший расчёт ведём для
зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.
3 .
Разработка эскизной компоновки.
3. 1 Предварительный расчёт валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям
Крутящие
моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Тк1=Т1=9000 Нм
ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр
выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа
[1]
диаметр
под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20
мм.
Диаметр
выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа
диаметр
под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25
мм.
3. 2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Сравнительно
небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять
ступицу (см. рис. 3).
Длина
посадочного участка lст»b=20 мм
его размеры dае2=101.1 мм; b=20 мм
диаметр ступицы dст »1.6*dк2=1.6*25=40
мм; длина ступицы
lст = (1.2¸1.5)* dк2=1.5*25=37.5
мм
lст = 35 мм
толщина обода
d0 =(3¸4)*m=1.3*(3¸4)=5 мм
рис2.
Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1¸0,17)*Rе=7
мм
3. 3 Kонструктивные размеры
корпуса редуктора
d = 0,05*Rе+1=3,65
мм; принимаем d = 5 мм
d1=0,04*Rе+1=3,12
мм; принимаем d1 = 5 мм
толщина
фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего
пояса корпуса и пояса крышки
р=2,35*d=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм
фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм;
принимаем фундаментальные болты с резьбой М12
болтов,
крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7¸0,5)*
d1
d1=(0,7¸0,5)*12,3=8,6¸6,15 мм; принимаем
болты с резьбой М8
болтов,
соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7¸0,5)* d1
d3=6¸7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию
- ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси
ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1 = 20° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re =
53 мм.
Конструктивно оформляем по
найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении.
Подшипники валов расположим стаканах.
Предварительно намечаем
для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры
редуктора принимаем лёгкую серию подшипников
Наносим габариты подшипников
ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии
10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром
подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник
размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5
мм [2], где dв1 - диаметр
выходного конца ведущего вала.
Размещаем подшипники
ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии
10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и
центром подшипника 10 мм.
a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм
; a4=64 мм
4. Проверка долговечности подшипников.
a1=30 мм
а2=48 мм
Рr1=203.5 Н
Pa1=74 Н
P=1678.3 Н
Определение реакций опор
в вертикальной плоскости
ведущего вала.
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
[3] , где X,Y
- коэффициенты радиальной и осевой
нагрузок соответственно;
Kv - коэффициент учитывающий
вращение колец подшипников;
, где Нi, Vi - реакции
опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
здесь
для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31
В
нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=706.2 H
Pa2=S1+Pa=271+74=345
H
X=0.4 Y=1.97
Расчётная долговечность, млн. об.
, где n = 1500
частота вращения ведущего вала.
Определение реакций опор в
вертикальной плоскости
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
В
нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=63 H
Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5
H
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204 , то
долговечность определим для более нагруженного подшипника.
, по этому осевую нагрузку
следует учитывать.
Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7
кН
Расчётная долговечность, млн. об.
[1]
здесь
n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала
Полученная
долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.
Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а
касательные от кручения по пульсирующему
Предварительно примем
углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного
сопротивления db=500
Мпа
5. 2 Определение изгибающих моментов
У ведущего вала
определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно,
достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно
сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом
опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и
крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой
внутреннего кольца подшипника на вал.
рис.
5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349
Н*м
рис. 6 Эпюры
моментов x=a4
Mx=- Hв*a4=-129,657
Н*м
5.3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении
5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения
5.5 Амплитуда нормальных напряжений
5.6 Определение полярного момента сопротивления
5.7 Определение амплитуды касательного напряжения
5.9 Определение коэффициентов запасов прочности
,где sv - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный
фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент
учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0.97¸0.9
, где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt -
коэффициент концентрации напряжений; et - масштабный
фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Yt -
коэффициент асимметрии цикла; tm - среднее значение амплитуды касательных напряжений,
МПа.
5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности
6. Выбор типа крепления вала на колесе.
В качестве материала
шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой
допускаемое напряжение на смятие [s]см=70¸100 МПа, допускаемое напряжение на срез [t]ср=0,6*[s]см=42 Мпа
b=5 мм;
h=5 мм;
t1=3.0 мм;
t2=2.3 мм;
lш=lст2-(5¸10)=28 мм,
где lст2 - длина ступицы, мм
lш - длина шпонки, мм
, где Т3 - крутящий
момент на валу С, Н*м (таблица 2);
lp=28-5=23 мм берём 20 мм
Примем посадки согласно таблице 4
7.2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе
EI=0 мкм
7.3 Определение предельных отклонений вала
ei=+8 мкм
7.4 Определение max значения натяга
7.5 Определение max значения зазора
7.7 Определение предельных размеров
Возьмём муфту упругую
втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой
с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей
эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью
8.1.1 Вращающий
момент на валу электродвигателя
8.1.2 При
ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4
8.1.4
По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)
8.1.6
Проверяем резиновые втулки на смятие
Выбранная
муфта удовлетворяет условию прочности
Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости
валов.
, где w - угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр
выходного конца ведущего вала, мм
Так как u1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71,
со следующими параметрами
, где w - угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр
выходного конца ведомого вала, мм
u2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими
параметрами:
9. Выбор смазки редуктора и подшипников.
Окружная скорость u = 5 м/с.
Так как u<10
м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.
V=(0.5¸0.8)*Nн , где Nн - номинальная мощность
двигателя, Вт
V=(0.5¸0.8)*1.5=0.75¸1.2 л
При средней скорости u = 5 м/с,
вязкость должна быть 28*10-6 м /с
Принимаем масло
индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75
9.2 Выберем
смазку подшипников качения
Критерием
выбора смазки является k (млн.об./мин.)
k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;
n - частота вращения вала, об/мин
k1 = dп1*n1 = = млн.об./мин.
K2 = dп2*n2 = = млн.об./мин
Полученные
значения k не превышают 300000 млн.об./мин., поэтому применяем
пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые
камеры при монтаже.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора
тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в
соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают
мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно
нагретые в масле до 80-100° С;
в ведомый вал закладывают
шпонку 5´5´28 и напрессовывают
зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку,
мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в
масле.
Собранные валы укладывают
в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление и надевают крышку
корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым
лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических
штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого в
подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с
комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой
сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные
горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания
подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку
маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.
Собранный редуктор
обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой
техническими условиями.
11. Список использованной литературы
1. Анурьев В.И. - Справочник конструктора -
машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.
2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора -
машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Детали машин. Курсовое
проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с.
4. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей
машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 .с
Похожие работы на - Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей Реферат. Математика.
Контрольная Работа На Тему Система Налогов И Сборов В Рф
Сочинение На Тему Какие Чувства
Тетрадь Лабораторные Работы По Физике 11 Пурышева
Сочинение На Тему Любовь Не Разменная Монета
Моя Семья В Истории Страны Курсовая Работа
Реферат: Alexander Pope
Курсовая Работа На Тему Биология Ондатры
Курсовая работа: Проектування будівництва двоповерхового 6 квартирного житлового будинку
Реферат: Автоматизация деятельности в банке. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение По Картине Ю Ракши
Сочинение На Тему Сравнение Чацкого И Фамусова
Сочинение Про Воображаемого Друга
Реферат На Тему Структура Научного Знания
Эссе На Английском Языке Проблемы Экологии
Реферат На Тему Гиппократ, Его Вклад В Становление И Развитие Медицины
Готовый Дневник Производственной Практики Фармацевта
Дипломная работа по теме Расчёт тепловых процессов топки котла
Сочинение С Причастными Оборотами 7 Класс
Обработка заготовок на токарных станках
Алгебра 8 Класс Самостоятельные И Контрольные Работы
Курсовая работа: Расчет линии связи для системы телевидения
Реферат: Определение варианта пополнения флота судоходной компании
Реферат: Vampires By John Carpenter