Реферат: Редуктор конический

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

I.
Кинематический
расчет и выбор
электродвигателя.

Выбираем
электродвигатель
с частотой
вращения 1000 об/мин
4А112МА6У с параметрами
Р дв
= 3 кВт и скольжением
4,7 %.

Общее передаточное
отношение
привода:

Частные
передаточные
числа можно
принять для
редуктора U р
= 3,98, тогда для
цепной передачи




Частота
вращения и
угловые скорости
валов редуктора:

Т 2
= Т 1 ·
U 1
= 30 · 3,98 = 120 Н · м = 120 · 10 3
Н · мм

Для шестерни
примем сталь
40Х улучшенную
с твердостью
НВ 270; для колеса
сталь 40Х улучшенной
твердостью
НВ 245.

Здесь принято
для колеса δ H
lim
b =
2HB+70=2·245+70=560
MПа.

При длительной
эксплуатации
коэффициент
долговечности
К HL =1.

Коэффициент
безопасности
примем [S H ]=1,15.

Коэффициент
K Hβ
при консольном
расположении
шестерни 1,35,
коэффициент
ширины венца
по отношению
к внешнему
конусному
расстоянию
ψ=0,285.


в этой формуле
для прямозубых
передач К d
= 99; передаточное
число u=u p =3,98



Принимаем
по ГОСТ 1289-76 ближайшее
стандартное
значение d e 2 =1000
мм.

Примем число
зубьев шестерни
Z 2 =Z;
U=25  3,98=99,5

Отклонение
от заданного
, что меньше
установленных
ГОСТ 12289-76, 3%.

d e2
= m e

Z 2 =
10 
100 = 1000 мм

О тклонение
от заданного
значения составляет
что допустимо,
т.к. менее допустимых
2%.

 2 = 90 0
-  1
= 90 0 - 14 0 54 |
= 75 0 46 |

Внешнее
конусное расстояние
R e
и длина зуба
b;

b = Ψ bRe R e
= 0,285 
515 = 146,7 мм

d e1
= m e

Z 1
= 10 
25 = 250 мм

d 1
= 2(R e
- 0,5b) 
sin 
= 2(515 – 0,5 
147) 
sin 14 0 54 |
= 883 
0,2571 = 227 мм

Внешние
диаметры шестерни
и колеса (по
вершинам зубьев)

d ae1
= d e1
+ 2m e 
cos  1
= 250 + 2 
10 
cos 14 0 54 |
= 264 мм

d ae2
= d e2
+ 2m 
cos  2
= 1000 + 2 
10 
cos 75 0 46 |
= 1000 
20 
0,26 = 1020,26 мм.

К оэффициент
ширины шестерни
по среднему
диаметру
Для
проверки контактных
напряжений
определяем
коэффициент
нагрузки:

При Ψ bd
= 0,6, консольном
расположении
колес и твердости
HB  350
коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки по
длине зуба, К Нβ
= 1,23.

Коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки между
прямыми зубьями,
К Нα
= 1,05.

Коэффициент
учитывающий
динамическую
нагрузку в
зацеплении,
для прямозубых
колес при U

5 м/с. К HU
= 1,05

радиальная
для шестерни,
равная осевой
для колеса,


F r1
= F a2
= F t
· tg α · cos δ 1
= 263 · tg 20 · cos 14 0 54 |
= 0,97 ·
263 · 0,36 = 92

осевая для
шестерни, равная
радиальной
для колеса,

F a1
= F r2
= F t
· tg α · sin δ 1
= 263 · tg 20 · sin 14 0 54 |
= 263 · 0,36 · 0,24 = 23

Проверка
зубьев на
выносливость
по напряжениям
изгиба:

Коэффициент
нагрузки К F
= K Fβ
· K FU

При Ψ bd
= 0,65, консольном
расположении
колес, валах
на рожковых
подшипниках
и твердости
НВ 
350 значения К Fβ
= 1,38

При твердости
НВ 
350, скорости U
= 4,35 м/с и седьмой
степени точности
К FU
=1,45

Допускаемое
напряжение
при проверке
зубьев на
выносливость
по напряжениям
изгиба.

Для стали
40Х улучшенной
при твердости
НВ < 350 δ 0
F
lim
b =
1,8 НВ

Для шестерни
δ 0
F
lim
b 1
= 1,8 · 270 = 490 МПа;

для колеса
δ 0 F
lim
b 2
= 1,8 · 245 =440 МПа.

Коэффициент
запаса прочности
[S F ]
= [S F ] |
; [S F ] |
= 1,75; для поковок
и штамповок
[S F ] ||
= 1. Отсюда [S F ]
= 1,75 · 1 = 1,75.

Допускаемые
напряжения
при расчете
зубьев на
выносливость:

III.
Предварительный
расчет валов
редуктора.

Расчет редуктора
выполним на
кручение по
пониженным
допускаемым
напряжениям.

Крутящие
моменты в поперечных
сечениях валов:

ведомого
Т К2 =
Т К1 ·
U =
120 · 10 3
Н·мм

Диаметр
выходного конца
при допускаемом
напряжении
[τ K ]
= 25 МПа

Диаметр под
подшипником
принимаем d n 1
= 20 мм; диаметр
под шестерней
d k 1
= 28 мм.

Диаметр
выходного конца
вала d b 2
определяем
при меньшем
[τ k ]
= 20 МПа, чем учитываем
влияние изгиба
от натяжения
цепи:

Принимаем
диаметр под
подшипниками
d n 2
= 35 мм; под зубчатым
колесом d k 2
= 40 мм.

IV.
Конструктивные
размеры шестерни
и колеса.

Длина посадочного
участка l cm
≈ b
= 147 мм; принимаем
l cm
= 150 мм.

Его размеры:
d ae 2
= 1020,26 мм, b 2
= 147.

Диаметр
ступицы d cm
≈ 1,6 · d k 1
= 1,6 · 40 ≈ 65 мм;

длинна ступицы
l cm
= (1,2 ч 1,5) · d k 2
= (1,2 ч 1,5) · 40 = 48 ч 60;

Толщина обода
δ о
= (3 ч 4) · m
= (3 ч 4) · 9 = 27 ч 36; принимаем
δ о
= 30 мм.

Толщина диска
С = (0,1 ч 0,17) · R e
= (0,1 ч 0,17) · 515 = 51,5 ч 875,5; принимаем
С = 465 мм.

V.
Конструктивные
размеры корпуса
редуктора.

δ =
0,05 · R e
+ 1 = 0,05 · 515 + 1 = 26,7 мм; принимаем
δ = 27 мм.

δ =
0,04 · R e
+ 1 = 0,04 · 515 + 1 = 21,6 мм; принимаем
δ = 22 мм.

Толщина
фланцев (поясов)
корпуса и крышки:

верхнего
пояса корпуса
и пояса крышки:

b 1
= 1,5 · δ 1
= 1,5 · 22 = 33 мм;

VI.
Расчет параметров
цепной передачи.

Выбираем
приведенную
роликовую
однорядную
цепь. Вращающий
момент на ведущей
звездочке:

Передаточное
число цепной
передачи U ц
= 4,1

Ч исло
зубьев ведущей
звездочки Z 4
= Z 3
· U ц
= 23 · 4,1 = 93,48; принимаем
Z 4
= 93

Расчетный
коэффициент
нагрузки К э
= 1,25.

При n 2
= 239 об/мин. принимаем
среднее значение
допускаемого
давления в
шарнирах цепи
[p]
= 20 МПа. Тогда:

Принимаем
цепь с шагом
t =
19,05 мм; Q
= 31,8 кН, q
= 1,9 кг/м; А оп
= 105 мм.

уточняем
допускаемое
давление [p]
= 19 [1 + 0,01(21 - 17)] ≈ 20 МПа: условие
p ≤
[p]
выдержано.

а ц
= 50 · t
= 50 · 19,05 = 952,5 мм = 0,9 м.

от центробежных
сил F U
= q
· u 2
= 1,9 · 1,7 2
= 5,5 H

от провисания
цепи при k f
= 1,5; q
=1,9 кг/м;

F f
= 9,81 · k f
· q
·a ц
= 9,81 · 1,5 · 1,9 · 0,9 = 25 Н

F b
= F t ц
+ 2F f
= 1765 + 2 · 25 = 1815 H

Проверяем
коэффициент
запаса цепи
на растяжение
по формуле:

Это больше,
чем требуемый
коэффициент
запаса [S]
= 8,4; следовательно,
условие S
≥ [S]
выполнено.

Ступица
звездочки d cm 3
= 1,6 · 30 = 48 мм; l cm 3
= (1,2 ч 1,5) 30 = 38 ч 45 мм, принимаем
l cm 3
= 40 мм.

Толщина диска
звездочки 0,93
В ВН
= 0,93 · 12,7 = 12 мм, где В ВН
= 12,7 мм – расстояние
между пластинами
внутреннего
звена.

VII.
Первый этап
компоновки
редуктора.

Выбираем
способ смазывания;
зацепление
зубчатой пары
– окунание
зубчатого
колеса в масло;
для подшипников
пластичный
смазочный
материал. Раздельное
смазывание
принято потому,
что один из
подшипников
ведущего вала
удален, и это
затрудняет
попадание
масляных брызг.

Камеры подшипников
отделяем от
внутренней
полости корпуса
мазеудерживающими
кольцами.

Намечаем
для валов
роликоподшипники
конические
однорядные
легкой серии:

Наносим
габариты подшипников
ведущего вала,
наметив предварительно
внутреннюю
стенку корпуса
на расстоянии
x =
10 мм от торца
шестерни и
отложив зазор
между стенкой
корпуса и торцом
подшипника
y 1
= 15 мм.

Для однородных
конических
роликоподшипников:

Размер от
среднего диаметра
шестерни до
реакции подшипника



Принимаем
размер между
реакциями
подшипников
ведущего вала

C 1
≈ (1,4 ч 2,3) · f 1
= (1,4 ч 2,3) · 162 = 226,8 ч 372,6.
Принимаем С 1
= 300 мм

Размещаем
подшипники
ведомого вала,
наметив предварительно
внутреннюю
стенку корпуса
на расстоянии
х = 10 мм от торца
ступицы колеса
и отложив зазор
между стенкой
корпуса и торцом
подшипника
y 2
= 20 мм.

Определяем
замером размер
А – от линии
реакции подшипника
до оси ведущего
вала. Корпус
редуктора
выполним симметричным
относительно
оси ведущего
вала и применим
размер А |
= А = 115 м.

Замером
определяем
расстояние
f 2
= 16 + 510 = 526 мм и


С 2
= (1,4 ч 2,3) · 526 = 736,4 ч 1209,8, принимаем
С 2 = 973 мм.

Намечаем
положение
звездочки и
замеряем расстояние
от линии реакции
ближнего к ней
подшипника:
l 3
= 0,5 · d b 2
+ a 2
= 30 · 0,5 + 16 = 31 мм.

VIII.
Проверка
долговечности
подшипников.

Силы, действующие
в зацеплении:
F t
= 264 H,
F r 1
= F a 2
= 92 H,
F a 1
= F r 2
=23 H.

Первый этап
компоновки
дал f 1
= 162 мм и с 1
= 300 мм.

Реакция опор
(левую опору,
воспринимающую
внешнюю осевую
силу F a ).

Проверка:
R x2
– R x1
+ F t
= 142,56 – 406,56 + 264 = 0.

Проверка:
R y 2
– R y 1
+ F r
= 41 – 133 + 92 = 0

Осевые составляющие
радиальных
реакций конических
подшипников:

S 2
= 0,83 · e P r2
= 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H;

S 1
= 0,83 · e P r1
= 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H;

здесь для
подшипника
7204 параметр осевого
нагружения
e =
0,36, а для 7207 е = 0,37.

Осевые нагрузки
подшипников.
В этом случае
S 1
> S 2 ,
F a
> 0, тогда


P a1
= S 1
= 132 (H); P a2
= S 1
+ F a
= 132 +23 = 155 (H)

Отношение
,
поэтому следует
учитывать
осевую нагрузку.

P э2
= (X
· V
· P r 2
+ Y
· P a 2 )
· K б
·К т ;


коэффициент
Х = 0,4 и коэффициент
Y =
1,565.

Эквивалентная
нагрузка Р э2
= (0,4 · 150 + 1,565 · 155) = 302,57 Н = 0,3 кН

где n
= 974 об/мин – частота
вращения ведущего
вала.

Отношение
,
поэтому при
подсчете
эквивалентной
нагрузки осевые
силы не учитывают.

Р Э1
= V
· p r 1
· K б
· К т
= 430 · 1 · 1 · 1 = 430 Н = 0,4 кН.

Из предыдущих
расчетов F t
= 264 H;
F r
= 92 H;
F a
= 23H.

Нагрузка
на вал от цепной
передачи F b
= 1815 H.
Составляющие
этой нагрузки
F bx
= F by
= F b
· sin
γ = 1815 · sin
45 0 = 1815 ·
0,7 = 1270

Первый этап
компоновки
дал f 2
= 526 мм; С 2
= 973 мм; l 3
= 31 мм.

Реакции опор
(правую опору,
воспринимающую
осевую силу
F a ),
обозначим
четным индексом
цифрой 4 и при
определении
осевого нагружения
этот подшипник
будем считать
«вторым».

Дальнейший
расчет аналогичен
расчету ведущего
вала.

Реакции в
плоскости YZ
(для их определения
следует знать
еще средний
диаметр колеса
d 2
= m
· Z 2
= 9,08 · 100 = 908 мм);

Так как в
качестве опор
ведомого вала
применены
одинаковые
подшипники
легкой серии
7207, то долговечность
определили
для более наружного
правого подшипника:

Отношение

, поэтому осевые
силы не учитываем.

Эквивалентная
нагрузка P Э4
= VP r 4
K б
· К т
= 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 Н = 0,2 кН.

здесь n
= 239 об/мин – частота
вращения ведомого
вала. Полученная
долговечность
более требуемой.
Подшипники
7207 приемлемы.

IX.
Второй этап
компоновки
редуктора.

Взаимное
расположение
подшипников
фиксируем
распорной
втулкой и
установочной
гайкой М39 Ч 1,5 с
предохранительной
шайбой. Толщину
стенки втулки
назначают (0,1
ч 0,15)d П :
принимаем ее
равной 0,15 · 20 = 3 мм.

Подшипники
размещаем в
стакане, толщина
стенки которого


Очеркиваем
всю внутреннюю
стенку корпуса,
сохраняя величины
зазоров, принятых
в первом этапе
компоновки
х = 10 мм, y 2
= 20 мм.

Для фиксации
зубчатое колесо
упирается с
одной стороны
в утолщение
вала


 48 мм, а с другой
– в мазеудерживающее
кольцо; участок
вала 
60 мм делаем короче
ступицы колеса,
чтобы мазеудерживающее
колесо 
35 мм упиралось
в торец колеса,
а не в буртик
вала; переход
вала от 
40 мм к 
35 мм смещен на
2 – 3 мм внутрь
зубчатого
колеса.

Наносим
толщину стенки
корпуса δ к
= 27 мм и определяем
размеры основных
элементов
корпуса.

Определяем
глубину гнезда
под подшипник
l т
≈ 1,5 · Т 2
= 1,5 · 18,25 = 27,3 мм, где Т 2
– ширина подшипника
7207.

Х. Проверка
прочности
шпоночных
соединений.

Здесь ограничимся
проверкой
прочности лишь
одного соединения,
передающего
вращающий
момент от ведомого
вала к звездочке.

Диаметр вала
в этом месте
d b 2
= 30 мм. Сечение
и длина шпонки
b
Ч h
Ч l
= = 8 Ч 7 Ч 28; глубина
паза t 1
= 4 мм по ГОСТ 23360
– 78.

Момент на
звездочке Т 3
= 120 · 10 3
Н · мм

Материал
валов – сталь
СТ45 нормализованная;
δ b
= 570 МПа.

δ -1
= 0,43 · δ b
= 0,43 · 570 = 246 МПа

τ -1
= 0,58 · δ -1
= 0,58 · 246 = 142 МПа

У ведущего
вала определить
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. В
этом опасном
сечении действуют
максимально
изгибающие
моменты M y
и М х
и крутящий
момент Т 2
= Т 1 .

Концентрация
напряжений
вызвана напресовкой
внутреннего
кольца подшипника
на вал.

Изгибающие
моменты в двух
взаимно перпендикулярных
плоскостях:

М y
= R x 2
· C 1
= 142,56 · 300 = 43 · 10 3
H ·
мм

M x
= R y 2
· C 1
= 41 · 300 = 12 · 10 3
H ·
м

Коэффициент
запаса прочности
по нормальным
напряжениям:

Амплитуда
и среднее напряжение
цикла касательных
напряжений:

Коэффициент
запаса прочности
по касательным
напряжениям:

Для обеспечения
прочности
коэффициент
запаса должен
быть не меньше
[S]
= 1,5 ч 1,7. Полученное
значение S
= 1,6 достаточно.

У ведомого
вала следовало
бы проверить
прочность в
сечении под
колесом d k 2
= 40 мм и под подшипником
d П2
= 35 со стороны
звездочки через
оба эти сечения
передается
вращающий
момент Т 2
= 120 · 10 3
Н · мм, но в сечении
под колесом
действует
изгибающий
момент:

а под подшипником
М u 3
= F b
· l 3
= 1815 · 31 = 56 · 10 3
H ·
мм

Коэффициент
запаса прочности
по нормальным
напряжениям:

Амплитуда
и среднее напряжение
цикла касательных
напряжений:

Коэффициент
запаса прочности
по касательным
напряжениям:

I.
Кинематический
расчет и выбор
электродвигателя.

III.
Предварительный
расчет валов
редуктора.

IV.
Конструктивные
размеры шестерни
и колеса.

V.
Конструктивные
размеры корпуса
редуктора.

VI.
Расчет параметров
цепной передачи.

VII.
Первый этап
компоновки
редуктора.

VIII.
Проверка
долговечности
подшипников.

IX.
Второй этап
компоновки
редуктора.

Х. Проверка
прочности
шпоночных
соединений.

ЛЫСКОВСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АВТОМЕХАНИЧЕСКИЙ
ТЕХНИКУМ

Отделение_________________________________
группа
______________________________

________________________________________________________________________________

Спецмиальность________________________________________________________________

Преподаватель____________________
______________________(фамилия)

Студент______________
_______________(фамилия)

ЛЫСКОВСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АВТОМЕХАНИЧЕСКИЙ
ТЕХНИКУМ

____________________________________

Студенту
___________________________________________

Группы
_______________________________ курса
___________________

Специальность
_________________________________________________

Пояснительная
записка
___________________________________ листов

Дата выдачи
____________________________________________________

Дата окончания
_________________________________________________

Председатель
цикловой комиссии
____________ фамилия
___________

Преподаватель
______________________ фамилия
__________________

Название: Редуктор конический
Раздел: Остальные рефераты
Тип: реферат
Добавлен 22:14:01 28 сентября 2005 Похожие работы
Просмотров: 502
Комментариев: 16
Оценило: 5 человек
Средний балл: 4.4
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.

Реферат: Редуктор конический
Сочинение На Тему Дубровский Разбойник
Курсовая работа по теме Расчёт уставок релейной защиты и автоматики
Реферат: Использование роботов на промышленных предприятиях. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Strong Continental Empire Essay Research Paper Building
Курсовая работа по теме Проектирование устройства для поддержания постоянной влажности в теплице
Реферат: Арабские путешественники на Великом шелковом пути (IX-X в.в.)
Сочинение Прогулка Осенью 5 Класс
Здоровый Образ Жизни Лозунг Или Необходимость Реферат
Реферат: Физкультурный комплекс при язвенных болезнях
Реферат по теме ПУП в рамках закона и морали. Программа самой благозвучной партии России - партии умеренного прогрес...
Дипломная работа по теме Электрические сети и их построение
Реферат По Обж Чс
Доклад по теме Экзистенциально-гуманистический подход в психологии и психотерапии
Контрольная работа: Фактори будови тканин їх вплив на властивості
Реферат: Уинстон Черчилль
Законы Сохранения И Их Практическое Применение Реферат
Аттестационная Работа Палатной Медсестры На Высшую
Реферат: Аксаков. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение по теме Несколько замечаний о словах типа "несколько"
Какова Роль Личности В Истории Сочинение
Реферат: Социальная стратификация
Изложение: Бенвенуто Челлини (Benvenuto Cellini) 1500-1571
Реферат: Высшее образование в России во второй четверги XIX века