Курсовой по механике (105270)

Посмотреть архив целиком


Зміст


1 Загальна частина

2 Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і

силовий розрахунок привода

2.2 Вибір матеріалів зубчастих колес

2.3 Розрахунок зубчастих передач

2.4 Проектний розрахунок валів

2.5 Конструювання зубчастих колес

2.6 Конструктивні розміри корпусу редуктора

2.7 Ескізне компонування

2.8 Підбір підшипників і перевірка Їх за

динамічною вантажопідйомністю

2.9 Перевірка міцності шпоночних з’єднань

2.10 Уточнений розрахунок валів

2.11 Вибір посадок основних з’єднань

2.12 Вибір і розрахунок муфт

2.13 Вибір змазки

2.14 Збірка редуктора

3 Техніка безпеки та охорона навколишнього

середовища

Список використаних джерел

Додаток А. Завдання на курсовий проект

Додаток Б. Ескізне компонування

Додаток В. Ескіз вала

Додаток Г. Ескіз колеса










1 Загальна частина


Опис редуктора

Привод складається з електродвигуна, муфти, відкритої ремінної передачі, одноступінчатого горизонтального циліндричного косозубого редуктора.

Редуктор – це механізм, який служить для зниження кутових швидкостей і збільшення передавань обертових моментів.

Переваги косозубого редуктора:

  • висока міцність зубців;

  • плавність ходу;

  • безшумність роботи.

Недоліки:

- наявність осьової сили Fа, що намагається зрушити колесо вздовж осі вала;

- складність і дорожнеча виготовлення.



1 – електродвигун;

2 – ремінна передача;

3 – редуктор;

4 – муфта.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

2 Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода


Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії привода за формулою:

, (1)

де - ккд ремінної передачі, , [ 1 ], с. 5;

- ккд редуктора, , [ 1 ], с. 5;

- ккд підшипникових вузлів, , [ 1 ], с. 5.

Визначаємо загальне передаточне число привода:

(2)

де - частота обертів вихідного вала;

- частота обертів вхідного вала.

Визначаємо частоту обертів вхідного вала:

, (3)

Вибираємо електродвигун з , тоді загальне передаточне число привода дорівнює:

.

Загальне передаточне число привода розподіляємо по елементах привода:

(4)

де - передаточне число ремінної передачі,, [1], с.36;

- передаточне число циліндричного косозубого редуктора, , [1], с.36.

Визначаємо відхилення розрахункового передаточного числа від фактичного:

, (5)

.

Підбираємо електродвигун попередньо визначаємо потужність на вході вала:

, (6)

де - кутова швидкість

, (7)

;

.

Підбираємо електродвигун 4А132М6 з потужністю 7,5 кВт, частотою обертів вала двигуна , і діаметром вихідного кінця d = 31 мм.

Визначаємо кутову швидкість на кожному валу привода:

, (8)

, (9)

,

, (10)

.

Визначаємо частоту обертів кожного вала привода:

, (11)

, (12)

,

, (13)

.

Визначаємо обертаючі моменти на кожному валу привода:

, (14)

, (15)

,


, (16)

2.2 Вибір матеріалів зубчастих колес


Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками:

- для шестірні Сталь 45, термічна обробка – покращання, твердість HВ 230 ;

- для колеса, Сталь 45, термічна обробка – покращання, але твердість на 30 одиниць нижче HВ 200.

Визначаємо допустиму контактну напругу:

, (17)

де - межа контактної витривалості при базовому

числі циклів;

коефіцієнт довговічності при числі циклів напруги

більше базового, що має міцне при довготривалій

експлуатації редуктора, приймають, ;

- коефіцієнт безпеки, [Sн] = 1,10.

Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубців менше НВ 350 і термічною обробкою покращанням:

(18)

Для косозубих колес розрахункова допустима контактна напруга:

; (19)

для шестірні:

, (20)

;

для колеса:

, (21)

.

Тоді розрахункова допустима контактна напруга:

Так як потрібну умову виконано.

2.3 Розрахунок зубчатої передачі


Визначаємо міжосьову відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців:

, (22)

де - коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподі-

лення навантаження по ширині вінця, , [1], с. 32;

- коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відста-

ні,

Вибираємо найближче значення міжосьової відстані зі стандартного ряду , [1], с. 36.

Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

, (23)

.

Приймаємо стандартне значення модуля , [1], с. 36.

Попередньо приймаємо кут нахилу зубців

Визначаємо число зубців шестірні і колеса:

, (24)

.

Приймаємо , тоді:

, (25)

.

Приймаємо .

Уточняємо значення кута нахилу зубців:

, (26)

.

Кут нахилу зубців .




Основні розміри шестерні і колеса

діаметри поділювані:

, (27)

,

, (28)

,

перевірка:

, (29)

,

діаметри вершин зубців:

, (30)

,

, (31)

,

ширина колеса:

, (32)

,

ширина шестерні:

, (33)

.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

, (34)

.

Окружна швидкість колес:

, (35)

.



При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти 8 ступінь точності, [1], c.32.

Розраховуємо коефіцієнт навантаження:

, (36)

Приймаємо коефіцієнти , [1], c.39,

, [1], c.40.

.

Перевіряємо контактну напругу за формулою:

, (37)

.

Так як , умови міцності виконано.

Сили, які діють в зачепленні:

окружна:

, (38)

,

радіальна:

, (39)

,

осьова:

, (40)

.

Перевіряємо зубці на витривалість за напругою:

, [1], c. 44 (41)

де - коефіцієнт нагрузки;

- коефіцієнт, що враховує форми зубців і залежить

від еквівалентного числа зубців.





Визначаємо коефіцієнт навантаження:

, (42)

Приймаємо , [1], c. 43; , [1], c. 43.

.

Визначаємо еквівалентне число зубців:

у шестерні:

, (43)

,

у колеса:

, (44)

.

Вираховуємо допустиму напругу при розрахунку на витривалість шестірні й колеса:

. (45)

Для сталі 45 покращенної до :


Случайные файлы

Файл
24037-1.rtf
21400-1.rtf
63299.rtf
3166-1.rtf
36631.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.