• RU
  • icon На проверке: 3
Меню

Курсовая работа по дисциплине: Детали машин. Проектирование редуктора.

  • Добавлен: 12.03.2020
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовая работа по дисциплине: Детали машин. Проектирование редуктора. Пояснительная записка и все необходимые чертежи.

Состав проекта

icon
icon
icon Спецификация сборка 2.cdw
icon Пояснительная записка.docx
icon зубчатое колесо.cdw
icon Спецификация сборка 1.cdw
icon Привод.cdw
icon Спецификация привод 1.cdw
icon Спецификация привод 2.cdw
icon Редуктор.cdw
icon Вал тихоходный.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Спецификация сборка 2.cdw

Спецификация сборка 2.cdw
Болт М6х12 ГОСТ 7798-70
Болт М6х16 ГОСТ 7798-70
Болт М10х32 ГОСТ 7798-70
Болт М12х50 ГОСТ 7798-70
Болт М14х140 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Манжета I-45-60 ГОСТ 8752-79
Манжета I-85-110 ГОСТ 8752-79
Подшипник 209 ГОСТ 8338-75
Подшипник 7211А ГОСТ 27365-87
Подшипник 7217А ГОСТ 27365-87
Шайба 10.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 14.65Г ГОСТ 6402-70
Шпонка 10х8х40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х63 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х90 ГОСТ 23360-78
Шпонка 25х14х90 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х56 ГОСТ 23360-78
Штифт 10х30 ГОСТ 3129-70

icon Пояснительная записка.docx

Вычерчиваем кинематическую схему двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора соединённого с электродвигателем через ременную передачу (рисунок 1.1).
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода
– двигатель; 2 – ременная передача; 3 – быстроходная цилиндрическая прямозубая передача; 4 – тихоходная коническая передача; 5 – упругая муфта; 6 – бетоносмеситель;
I II III IV – обозначения валов;
- крутящий момент на 4 валу - Т4 = 15 кН·м;
- угловая скорость на 4 валу – 4 = 35 с-1;
Кинематический расчет привода [4]
1.Выбор электродвигателя.
Определим мощность привода на приводном валу конвейера:
где - общий кпд привода от двигателя до конвейера равный произведению частных кпд отдельных элементов составляющих привод. Для приближенной оценки кпд привода воспользуемся таблицей [1 т. 1.1]:
кпд клиноременной передачи.
кпд цилиндрической зубчатой передачи;
кпд конической зубчатой передачи;
коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения;
Общий кпд привода определится:
Необходимая мощность двигателя:
Частота вращения приводного барабана:
Таким образом выбираем двигатель АИР132М6У3 (Рном=75кВт nном=950обмин); передаточное число привода uф=; Принимаем передаточное отношение цилиндрической передачи uц.п.=355; конической передачи uкон=315;
Тогда передаточное отношение ременной передачи
2.Определение силовых и кинематических параметров привода
Определим мощности на валах
Определим частоты вращения валов
Определим угловые скорости на валах
Определим вращающие моменты на валах
Сведем полученные данные в таблицу.
Таблица 2.3 Кинематические и силовые параметры привода по валам
Частота вращения n обмин
Угловая скорость радс
Расчет быстроходной внутренней прямозубой передачи
1 Выбор твёрдости термообработки и материала колёс быстроходной зубчатой передачи
Выберем материал для зубчатой пары колёс одинаковый для шестерни и колеса но с разными твёрдостями так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса
Принимаем для шестерни – 40Х и для колеса - 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.
Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB3 = 269 302 HB и колеса HB4 = 235 262 HB.
Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB3ср и колеса HB4ср
Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса
При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.
Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:
По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред - диаметр) и колеса (Sпред - толщина обода или диска):
- для шестерни Dпред = 125 мм
- для колеса Sпред = 80 мм.
Определяем допускаемые контактные напряжения .
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL3 и колеса KHL4
гдеNHO3=10·106 циклов – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости [4];
N3 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где2 - угловая скорость быстроходного вала
Lh=4·365·24·06·01=2100 ч. – срок службы привода;
Т.к. то принимаем KHL3 = 1.
гдеNHO4=10·106 циклов – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости [4];
N4 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где3- угловая скорость тихоходного вала
Lh=2100 ч. – срок службы привода;
Т.к. то принимаем KHL4 = 1.
Определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO3 и NHO4
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных то есть .
2 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL3 и колеса KFL4
где циклов – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости [4];
N3 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
Т.к. N3>NFO и N4>NFO то принимаем KFL3=KFL4 = 1.
Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса
Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных то есть
3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определяем межосевое расстояние
где - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];
u – передаточное число редуктора;
T3 – вращающий момент на тихоходном валу Н·м;
- коэффициент ширины венца колеса равный 028 036 [4];
- допускаемое контактное напряжение колеса ;
- коэффициент учитывающий распределению нагрузки по ширине венца; .
Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до ближайшего по стандартному ряду до = 180 мм.
Определяем модуль зацепления
d4- делительный диаметр колеса.
b4- ширина венца колеса;
- допускаемое напряжение изгиба;
Полученное значение модуля округляем до стандартного получаем m=200мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
Полученное значение округляем до целого числа и берём
Определяем число зубьев шестерни
Округляем полученное значение до целого получаем .
Определяем число зубьев колеса
Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного
Определяем фактическое межосевое расстояние
Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:
- делительный диаметр шестерни и колеса
- диаметр вершин зубьев шестерни и колеса
- диаметр впадин зубьев шестерни и колеса
- ширина венца шестерни и колеса
Округляем значения ширины венца колеса до ближайшего по стандартному ряду принимаем b3=56 мм и b4=54мм
4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Проверяем межосевое расстояние
Проверяем пригодность заготовок колёс.
Условие пригодности заготовок колёс
Диаметр заготовки шестерни
Толщина диска колеса
Проверяем условия пригодности (3.35) и (3.36)
Условия прочности выполняются.
Проверяем контактные напряжения
гдеК = 436 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес [4];
- окружная сила в зацеплении;
- коэффициент учитывающий распределения нагрузки между зубьями в зависимости от окружной скорости и точности передачи [4];
- коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [4];
- окружная скорость колёс
Принимаем степень точности 9 следовательно по таблице 4.3 [4]
Подставляя полученные значения в формулу (5.39) получаем
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса
где = 1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4];
– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [4];
- коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи по таблице 4.3 [4];
YF3 YF4 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса принимаем YF4=361 и YF3=37;
- коэффициент учитывающий наклон зуба;
- допускаемые напряжения изгиба и шестерни;
Допускается недогрузка по напряжениям изгиба.
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни
Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 3.1 и таблица 3.2).
Таблица 3.1 – Результаты расчета зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени редуктора
Межосевое расстояние
Угол наклона зубьев
Модуль зацепления m мм
Диаметр делительной окружности:
Диаметр вершин: шестерни dа3
Диаметр впадин: шестерни df3
Таблица 3.2 – Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени редуктора
Расчетные значения Нмм2
Контактное напряжение H
Расчет тихоходной внутренней конической передачи
1 Выбор твёрдости термообработки и материала колёс тихоходной зубчатой передачи
Принимаем для шестерни – Сталь 45 и для колеса - Сталь 40 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни и для зубьев колеса - улучшение.
Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB5 = 235 262 HB и колеса HB6 = 192 228 HB.
Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB5ср и колеса HB6ср
- для шестерни Dпред = 200 мм
- для колеса Sпред = 60 мм.
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL5 и колеса KHL6
гдеNHO5=10·106 циклов – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости [4];
N5 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где3 - угловая скорость быстроходного вала
Lh = 2100 ч. – срок службы привода;
Т.к. то принимаем KHL5 = 1.
гдеNHO6=10·106 циклов – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости [4];
N6 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где4- угловая скорость тихоходного вала
Т.к. то принимаем KHL6 = 1.
Определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO5 и NHO6
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL5 и колеса KFL6
N5 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
Т.к. N5>NFO и N6>NFO то принимаем KFL5=KFL6 = 1.
3 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Диаметр внешней делительной окружности колеса
где - вспомогательный коэффициент для конической передачи [4];
T4 – вращающий момент на тихоходном валу Н·м;
- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения; .
Определяем углы делительные конусов колеса и шестерни
Определяем модуль передачи
– коэффициент для прирабатывающихся прямозубых колес;
– динамический коэффициент;
– для прямозубых конических колес;
фактические углы делительные конусов колеса и шестерни
- коэффициенты смещения для шестерни и колеса
- внешние диаметры зубьев шестерни и колеса
4 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Проверяем условия пригодности (4.35) и (4.36)
Эквивалентное число зубьев колеса и шестерни
YF5 YF6 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса принимаем YF6=361 и YF5=357;
где - окружная сила в зацеплении;
Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 4.1 и таблица 4.2).
Таблица 4.1 – Результаты расчет зубчатой конической тихоходной
Внешнее конусное расстояние
Делительные углы наклона шестерни
Модуль зацепления mе мм
Ширина зубчатых колес b
Диаметр вершин: шестерни dа5
Таблица 4.2 – Проверочный расчет зубчатой конической передачи тихоходной ступени редуктора
Расчет клиноременной передачи
1 Проектировочный расчет
По номограмме (рисунок 5.3) [4] в зависимости от мощности на быстроходном валу Р1=6176 кВт и номинальной частоты n1=950 обмин выбираем сечение клинового ремня Б с минимальным значением диаметра меньших шкивов
Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1=125 мм по стандартному ряду.
Определяем диаметр ведомого шкива по формуле
гдеu – передаточное число;
– коэффициент скольжения равный 001.
По стандартному ряду округляем до 315 мм.
Определяем фактическое передаточное число
Определяем расхождение
Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле
где h=95 мм – высота поперечного сечения клинового ремня [4].
Определяем расчетную длину ремня
Принимаем по стандартному ряду l = 1250 мм.
Определяем уточненное значение межосевого расстояния
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива
Определяем скорость ремня
Определяем допускаемую мощность
гдеСр Сα С1 Сz – поправочные коэффициенты; Ср=1; Сα=089; С1=1; СZ=09.
[P0] – допускаемая приведенная мощность; [P0]=16кВт.
Число ремней клинового ремня
Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле
Определяем силу натяжения ведущей и ведомой ветвей
Определяем силу давления на вал
2 Проверочный расчет
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви шкива
где1 - напряжение растяжения
u - напряжение изгиба
- напряжение от центробежных сил
- допускаемое напряжение растяжения;
Подставляем полученные значения в формулу (5.16)
Условие (5.16) выполняется.
Сведем полученные расчеты в таблицу 5.1.
Параметры клиноременной передачи
Диаметр ведущего шкива d1 мм
Диаметр ведомого шкива d2 мм
Максимальное напряжение max Нмм2
Межосевое расстояние а
Начальное напряжение F0 Н
Сила давления ремня на вал Fоп Н
Угол обхвата малого шкива α°
Проектный расчет валов
1 Выбор материала валов
Выбираем материалом для быстроходного и тихоходного валов Сталь 45.
Механические характеристики стали
Принимаем допускаемые напряжения на кручение:
2 Определение геометрических параметров ступеней валов
2.1 Быстроходный вал редуктора.
Определяем диаметр выходного конца вала
где - крутящий момент равный вращающему моменту на валу;
Определяем длину первой ступени вала
Определяем диаметр второй ступени под подшипник
гдеt – высота буртика t = 25 мм;
Определяем длину второй ступени
Определяем диаметр третьей ступени вала под шестерню по формуле
гдеr = 3 мм – координаты фаски подшипника;
Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке.
Под полученный диаметр предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 209 по ГОСТ 8338-75.
Определяем длину четвёртой ступени вала
гдеС = 30 мм – фаска
В = 19 мм – ширина подшипника;
По результатам расчетов чертим эскиз быстроходного вала редуктора который показан на рисунке 6.1.
Рисунок 6.1 – Эскиз быстроходного вала
2.2 Промежуточный вал редуктора.
Определим диаметр ступени под подшипник по формулам (6.1) (6.3)
Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 7211А по ГОСТ 27365-87.
В = 2275 мм – ширина подшипника;
гдеt – высота буртика t = 3 мм;
Принимаем d2 = 62 мм.
Определим длину ступени
Диаметр ступени под колесо и шестерню определим по формуле (6.5) принимая r = 35 мм;
Принимаем d3 = 74 мм.
Длина ступени определяется конструктивно.
Определяем диаметр четвёртой ступени вала под подшипник
По результатам расчетов чертим эскиз первого промежуточного вала редуктора который показан на рисунке 6.2.
Рис. 6.2 Промежуточный вал
2.3 Выходной вал редуктора.
Определяем диаметр выходного конца вала по формуле (6.1)
Принимаем l1 = 92 мм.
Определяем диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник по формуле (6.3)
гдеt – высота буртика t = 35 мм;
Принимаем l2 = 128 мм.
Определяем диаметр третьей ступени вала под колесо по формуле (6.5) принимая r = 35 мм
Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 7217А по ГОСТ 27365-87.
В = 305 мм – ширина подшипника;
По результатам расчетов чертим эскиз тихоходного вала редуктора который показан на рисунке 6.3.
Рисунок 6.3 – Эскиз тихоходного вала
Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора
1 Быстроходная цилиндрическая ступень
Геометрические параметры шестерни:
Из конструктивных соображений шестерню выполним заодно с валом.
Геометрические параметры колеса:
диаметр центровой окружности:
2 Тихоходная коническая ступень
Проверка шпоночных соединений
В редукторе используются шпоночные соединения ГОСТ 23360-78. Шпонки проверяют на прочность по следующему условию
гдеFt – окружная сила на шестерне или колеса;
Асм – площадь смятия;
где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами;
где - полная длина шпонки;
- допускаемое напряжение на смятие.
Стандартные размеры шпонок представлены в таблице 8.1.
Таблица 8.1 – Стандартные размеры шпонок
Глубина паза вала t1 мм
Проверяем на смятие шпонку №1 на входном валу редуктора.
Рассчитаем рабочую длину шпонки
Рассчитаем площадь смятия
Проверяем шпонку по условию прочности (8.1)
Условие прочности выполняется.
Проверяем на смятие шпонку №2 под цилиндрическим зубчатым колесом.
Проверяем на смятие шпонку №3 под коническим зубчатым колесом.
Проверяем на смятие шпонку №4 на выходном валу редуктора.
Определение нагрузок валов редуктора
1 Определение сил в зацеплении первой косозубой передачи
Определяем окружную силу
Определяем радиальную силу
где - угол зацепления;
Определяем осевую нагрузку
2 Определение сил в зацеплении второй конической передачи
где - делительный угол наклона шестерни;
3 Определение консольных сил
Консольная нагрузка вызванная муфтой на тихоходном валу
Консольная нагрузка вызванная открытой ременной передачей
Подбор подшипников качения
1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала
Действующие силы: – окружная – осевая – радиальная T2=1504 H·м – крутящий момент. Н. – консольная нагрузка от клиноременной передачи.
Рисунок 10.1 – Расчетная схема быстроходного вала
а) Вертикальная плоскость.
Определяем опорные реакции
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 10.1)
б) Горизонтальная плоскость
611-145374-43158-177578=0;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 10.1)
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении
2 Определение реакций в опорах подшипников промежуточного вала
Действующие силы: – окружная
– осевая – радиальная T3=51256 H·м – крутящий момент.
Рисунок 10.2 – Расчетная схема промежуточного вала
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 10.2)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 10.2)
3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала
Действующие силы: – окружная – осевая – радиальная T4=153324 H·м – крутящий момент. Н. – консольная нагрузка от муфты.
Рисунок 10.3 – Расчетная схема тихоходного вала
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 10.3)
703-540431+79184-195783=0;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 10.3)
Проверочный расчет подшипников
1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
По результатам проектирования были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники 209 по ГОСТ 8338-75.
Определяем коэффициент влияния осевого нагружения исходя из типа выбранного подшипника
Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки
Определяем осевые нагрузки подшипников
По результатам сопоставлений выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки
RE2=(X·V·Rr2+YRa2)·K·(11.5)
RE1=1·149553·11·10=164508 Н.
RE2=(056·1·107213+23·28415)·11·10=137933 Н.
Ведем расчет по первому нагруженному подшипнику.
Определяем динамическую грузоподъемность по формуле
гдеn = 37255 обмин – частота вращения внутреннего кольца подшипника;
m = 3 – показатель степени;
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а23 = 07 – коэффициент учитывающий влияние качества подшипников и качество его эксплуатации;
Lh = 2100 ч. – долговечность подшипника;
RE – эквивалентная динамическая нагрузка;
Определяем базовую долговечность
2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала
По результатам проектирования были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7211А по ГОСТ 27365-87.
RE1=1·62193·11·10=68412 Н.
RE2=1·369436·11·10=406380 Н.
Ведем расчет по второму нагруженному подшипнику.
гдеn = 10494 обмин – частота вращения внутреннего кольца подшипника;
m = 333 – показатель степени;
3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
По результатам проектирования были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7217А по ГОСТ 27365-87.
RE2=(X·V·Rr2+YRa2)·K·(11.19)
RE1=1·626852·11·10=689537 Н.
RE2=(04·1·36921+138·458964)·11·10=859160 Н.
гдеn = 3331 обмин – частота вращения внутреннего кольца подшипника;
Выбор способа смазки и смазочного материала
1 Смазывание зубчатых зацеплений
Смазывание передач редуктора осуществляется методом непрерывного смазывания жидким маслом картерным непроточным методом.
Выбираем сорт масла И-Г-А-68 ГОСТ 174794-87 рекомендуемый для цилиндрической передачи.
Объем масляной ванны принимаем в расчете 04 08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности то есть по формуле
Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем.
2 Смазывание подшипников
Подшипники смазываются консистентной пластичной смазкой – солидол жировой ГОСТ 1033-79. Полость подшипников закрыта с внутренней стороны маслозащитной шайбой. Смазочный материал набивают в подшипники вручную.
Уточненный расчет валов
Проверочный расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения усталостные характеристики материалов размеры форму и состояние поверхности валов.
Цель расчета – определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала сравнить их с допускаемыми.
1 Расчет быстроходного вала
Определяем нормальные напряжения в опасном сечении
гдеМ – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;
Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала;
Определяем касательные напряжения в опасном сечении
гдеМк – крутящий момент;
– полярный момент инерции сечения вала;
Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала
где = 19 и = 16 - эффективные коэффициенты напряжений;
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
= 105 – коэффициент влияния шероховатости;
= 16 – коэффициент влияния поверхности упрочнения;
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
Вал удовлетворяет условию прочности.
2 Расчет промежуточного вала
3 Расчет тихоходного вала
Расчет корпуса редуктора
Корпус и крышку редуктора изготовим литьём из серого чугуна
Определяем толщину стенки корпуса
Определяем толщину стенки крышки корпуса редуктора
Определяем толщину верхнего пояса корпуса редуктора
Определяем толщину пояса крышки редуктора
Определяем толщину нижнего пояса корпуса редуктора
Определяем толщину ребер жесткости корпуса редуктора
Определяем диаметр фундаментных болтов
Определяем ширину нижнего пояса корпуса редуктора
Определяем диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора
Определяем ширину пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников
Ширину пояса назначают на 2 8 мм меньше К принимаем = 24 мм.
Определяем диаметр болтов соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников
Определяем диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору
Принимаем = 10 мм для быстроходного и тихоходного валов.
Определяем диаметр отжимных болтов который принимаем ориентировочно из диапазона (8 16) мм большие значения для тяжёлых редукторов.
Определяем диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия
Определяем диаметр резьбы пробки
Порядок сборки редуктора
Перед сборкой тщательно очищают внутреннюю полость корпуса и покрывают его маслостойкой краской. Проверяется пригодность узлов и деталей редуктора. Сборку производят в соответствии с монтажным чертежом.
Корпус редуктора литой с горизонтальными разъемами состоит из двух частей – основание промежуточная секция крышка.
На быстроходный вал редуктора насаживаются подшипники. Подшипники закрепляются в корпусе при помощи уплотнительных прокладок и герметизируются врезными крышками.
На тихоходный напрессовывается зубчатое колесо. Соединение с валом при помощи шпонки. Надевается распорное кольцо и устанавливаются подшипники.
Для предотвращения попадания консистентной смазки в редуктор используются маслозащитные шайбы со ступицей. Для герметизации используются торцевые и врезные крышки. В подшипники набивается консистентная смазка солидол. После установки валов корпус закрывается крышкой . Затем части корпуса редуктора фиксируются штифтами и соединяются при помощи болтов (винтов).
Устанавливается жезловый маслоуказатель пробка сливного отверстия. Через смотровое окно редуктора заливается необходимое количество масла. Смотровое отверстие закрывается крышкой.
Редуктор устанавливается на раме и подсоединяется к валу электродвигателя установленного на этой же раме посредством клиноременной передачи и к приводу посредством упругой муфты.
Проводится проверка работоспособности.
В курсовом проекте рассчитан и спроектирован привод на основе двухступенчатого цилиндрическо-конического редуктора.
На основании кинематического расчета выбран электродвигатель АИР132М6У3 с номинальной мощностью Рном=75кВт и номинальной частотой вращения n=950обмин определено передаточное число привода uф=2842.
При расчете зубчатых передач определен главный параметр – межосевое расстояние подобран материал и произведен проверочный расчет.
При проведении проектного расчета подшипников вычислили динамическую грузоподъемность подшипников и их базовую долговечность. При сравнении этих параметров с базовой грузоподъемностью и требуемой долговечностью определена пригодность подшипников.
Произведен проектный и проверочный расчеты открытой клиноременной передачи.
Выбран картерный способ смазки редуктора смазочным маслом марки И-Г-А-68 ГОСТ 174794-87.
Определен порядок сборки редуктора.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Поникаров И.И. Машины и аппараты химических производств и нефтегазопереработки: учебник. – М.: Альфа-М 2006. – 608 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа 2001. – 447 с.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград. Янтарный сказ 2003. - 454 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3 – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2004. – 864 с.: ил.
Захаров Н. М. Газиев Р. Р. Детали машин. Учебно-методическое пособие. Уфа 2010.-28 с.

icon зубчатое колесо.cdw

зубчатое колесо.cdw
Радиусы скруглений 10мм max
Штамповочные уклоны
Неуказанные пред. отклонения размеров: отверстий +t2
остальных +- t22 по ГОСТ 25670-83
Сталь 40 ГОСТ1050-88

icon Спецификация сборка 1.cdw

Спецификация сборка 1.cdw
Крышка корпуса верхняя
Кольцо уплотнительное
Колесо цилиндрическое
Крышка редуктора средняя

icon Привод.cdw

Привод.cdw
Технические требования
Привод обкатать без нагрузки не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются.
Прогиб ветви ремня под действием силы 100Н не более 6мм (ГОСТ 1284.3-96)
Техническая характеристика :
Мощность электродвигателя N=7
Число оборотов электродвигателя n=950 обмин.
Общее передаточное число i = 28

icon Спецификация привод 1.cdw

Спецификация привод 1.cdw
Пояснительная записка
Болт М10х20 ГОСТ 7798-70
Болт М12х40 ГОСТ 7798-70
Болт М14х40 ГОСТ 7798-70
Болт М20х60 ГОСТ 7798-70
Болт фундаментный М22 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Гайка М22 ГОСТ 5915-70

icon Спецификация привод 2.cdw

Спецификация привод 2.cdw
Гайка М10 ГОСТ 8234-65
Шайба 10.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 14.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 20.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 22.65Г ГОСТ 6402-70
Электродвигатель АИР132М6У3

icon Редуктор.cdw

Редуктор.cdw
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора I
Наибольший вращающий момент на выходном валу Т=1533
Число оборотов быстроходного вала n=372
Технические требования
Внутренную стенку необработанной части корпуса и крышки
покрасить маслостойкой краской
а снаружи-желтой нитроэмалью.
Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса покрыть
л. масла марки И-Г-А-68.
В подшипниковых узлах заложить пластичную смазку Солидол

icon Вал тихоходный.cdw

Вал тихоходный.cdw
Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Неуказанные предельные отклоенния размеров и

Рекомендуемые чертежи

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 15 часов 4 минуты
up Наверх