Автор работы: Пользователь скрыл имя, 19 Мая 2011 в 17:36, курсовая работа
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности ,строительстве ,сельском хозяйстве, на транспорте.
Введение………………………………………………………………………………………………2
Индивидуальное техническое задание……………………………………………………………. 3
1. Расчет цилиндрических зубчатых передач………………………………………………… 4
1.1. Выбор электродвигателя………………………………………………………………………. 4
1.2. Определение силовых и кинематических параметров редуктора……………………… 5
1.3. Выбор материала зубчатых колес…………………………………………………………… 6
1.4. Определение допускаемых напряжений……………………………………………………. 7
1.5. Определение межосевого расстояния……………………………………………………… 9
1.6. Определение модуля зацепления………………………………………………………….. 10
1.7. Определение параметров зацепления тихоходной ступени…………………………… 11
1.8. Определение параметров зацепления быстроходной ступени……………………….. 12
1.9. Расчет составляющих усилий в зацеплении………………………………………………. 13
2. Конструирование зубчатого редуктора…………………………………………………….. 14
2.1. Расчет подшипников качения………………………………………………………………... 14
2.2. Выбор подшипников качения………………………………………………………………… 15
2.3. Конструирование и расчет элементов корпуса редуктора……………………………... 16
2.4. Определение размеров крепежных деталей и элементов
корпуса под них………………………………………………………………………………… 17
2.5. Расчет и выбор шпонок……………………………………………………………………….. 19
2.6. Расчет и выбор посадок с натягом………………………………………………………….. 20
2.7. Проверочный расчет валов……………………………………………………………………21
2.8. Расчет и выбор муфт…………………………………………………………………………..22
2.9. Выбор смазки редуктора……………………………………………………………………….23
Список литературы………………………………………………...…………………………………
Определение параметров зацепления
тихоходной (прямозубой) ступени.
Предварительно суммарное число зубьев
Колеса нарезаются с положительным смещением инструмента ( ).
Угол зацепления:
α = 20° = 0,349 рад.
Коэффициент суммы
смещения
Число зубьев шестерни
, но не менее zmin, колеса
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Диаметры делительной
и начальной окружностей
мм
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса
мм
мм
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса
мм
мм
Рабочая ширина венца колеса
мм
Определение параметров зацепления
быстроходной
(косозубой) передачи.
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Точное значение угла наклона зубьев β:
необходимое условие
выполняется
Диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и колеса
мм
мм
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса
мм
мм
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса
мм
мм
Рабочая ширина венца колеса
мм
Проверочный расчет тихоходной передачи по контактным
напряжениям
=271 Н/мм2-коэффициент материала, для стальных колес
- коэффициент торцевого
=1,035
=0,796
=0,57
=0,415
Проверочный расчет быстроходной передачи по контактным
напряжениям
=271 Н/мм2-коэффициент материала, для стальных колес
- коэффициент торцевого
=0,73 =0,86
=0,568
=0,41
Проверочный расчет тихоходной передачи по
напряжениям изгиба
-необходимое условие прочности
Проверочный расчет быстроходной передачи по
напряжениям изгиба
-необходимое условие прочности
Расчет
составляющих усилий
в зацеплении.
Для тихоходной ступени:
Окружная сила:
Н
Радиальная сила:
Н
где
Для быстроходной ступени:
Окружная сила:
Н
Радиальная сила:
Н
где
,
.
Осевая сила угла наклона:
Н.
Конструирование зубчатого редуктора
Расчет
подшипников качения
Для несоосного редуктора расстояние между опорами всех трех валов одинаково:
мм
расстояние между опорами:
- зазор между колесами
Расчет нагрузок на подшипники
Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора
Н;
Н;
Н;
мм.
Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала редуктора
Н;
Н;
Н;
мм
Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора
Н
Подшипники качения выбираются по требуемой динамической грузоподъемности С и требуемому по условию прочности диаметру вала dв, а также учитывают условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.
Требуемая динамическая
грузоподъемность подшипника:
, где m= 3
L - ресурс подшипника в миллионах оборотов;
Р - эквивалентная нагрузка;
Предварительный выбор подшипника производят в предположении, что Fa / Fr £ e;
P = Fr · Kg · j э - эквивалентная нагрузка;
Kg - динамический коэффициент;
j
э - коэффициент эквивалентной
нагрузки, зависящий от режима;
Выбор
подшипников качения
| № | Наименование, единицы измерения | Быстроходный вал | Промежуточный вал | Тихоходный вал |
| 1 | Радиальная нагрузка на подшипник, Н | |||
| 2 | Осевая нагрузка на подшипник, Н | |||
| 3 | Динамический коэффициент | |||
| 4 | Коэффициент эквивалентной нагрузки | |||
| 5 | Эквивалентная нагрузка на подшипник, Н | |||
| 6 | Частота вращения, об/мин | |||
| 7 | Долговечность подшипника, ч | |||
| 8 | Ресурс подшипника мил. об | |||
| 9 | Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника, Н | |||
| 10 | Диаметр выходного конца вала, мм | - | ||
| 11 | Диаметр окружности шестерни, мм | - | ||
| 12 | Выбранный подшипник | № 406 | № 409 | № 212 |
| 13 | Динамическая грузоподъемность, | - | ||
| 14 | Статическая грузоподъемность, Н | - | ||
| 15 | Диаметр внутреннего кольца подшипника d, мм | 90 | 120 | - |
| 16 | Диаметр внешнего кольца подшипника D, мм | 62 | 100 | - |
| 17 | Ресурс подшипника , млн.об | 970 | 610 | - |
| 18 | Диаметр вала, в который упирается внутреннее кольцо подшипника d2 | 25 | 63 | - |
| 10 | е | 0,35 | 0,34 | - |
| 21 | 0,26 | 0,14 | - | |
Конструирование
и расчет элементов
корпуса редуктора
Выбор конструкции:
Форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей (кроме концов валов), все приливы внутри корпуса. Плоскость разъема – по оси валов, крышки подшипников – врезные. Отказ от болтовых соединений – все на винтах или шпильках (кроме фундаментных болтов). Отказ от ребер жесткости. Минимальная толщина стенок. Отказ от различных маслозащитных колец, сальников и канавок для стекания масла. Максимальная экономия металла, приливы – для каждого винта отдельно, минимальные зазоры между деталями и корпусом. Толщина стенки корпуса редуктора δ по условиям технологичности, в зависимости от приведенного габарита N отливки:
где:
N – габарит отливки, мм;
L, B, H – соответственно длина, ширина и высота отливки;
мм
По соображениям технологичности рекомендуемая толщина стенки корпуса редуктора δ=6 мм.
Толщина стенки корпуса редуктора δ по условиям жесткости:
где:
- большее межосевое расстояние зубчатой передачи;
мм
Принимаем большее
значение толщины стенки редуктора
δ=6 мм.
Определяем толщину стенки в стыке δс
мм
Принимаем толщину
стенки в стыке δс=10 мм.
Определяем толщину стенки бобышки δ1 (большее значение – для легких серий подшипников):
,
где:
D,d – наружный и внутренний
диаметры выбранного подшипника, мм;
Для тихоходной ступени:
мм
Для быстроходной ступени:
мм
Принимаем толщину
стенки бобышки δ1
= 10 мм
Определяем радиус литейных переходов в корпусе редуктора r;
,
где:
δ1,δ2 – толщины сопрягаемых стенок, мм
Принимаем радиус литейных
переходов в корпусе редуктора
r = 5 мм