Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > детали машин
Название:
Привод бетоносмесителя. Подвесной одноступенчатый цилиндрический редуктор

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: детали машин

Цена:
0 руб



Подробное описание:



Оглавление
1. Техническое задание 3
2. Кинематические расчеты. 3
3. Расчет быстроходной ступени 3
4. Расчет тихоходной ступени 3
5. Расчет конической передачи 3
6.Предварительный расчёт валов редуктора 3
7.Конструктивные размеры корпуса редуктора 3
8.Расчет подшипников 3
9.Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника 3
10.Выбор муфт 3
11.Проверочный расчёт вала на прочность 3
12.Смазывание зубчатой передачи. 3
Список литературы 3

 

1. Техническое задание

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


2. Кинематические расчеты.

1) Общий коэффициент полезного действия:

Где:
-к.п.д. привода;
-к.п.д. муфты;
-к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи
-к.п.д. конической зубчатой передачи

2) Подбор электродвигателя:

Выбираем двигатель АИР 132S8/720
Его параметры:
P=
n1=720 мин-1

3) Определение нагрузочных характеристик привода:

Мощности на валах:
Частоты вращений на валах:
Крутящие моменты на валах: Ti=9555×Pi ∕ni


 

Эл.
720
4
53,06
1
720
3,92
52
2
144
3,8024
252
3
36
3,6883
978,42
4
14,4
3,5408
2348,24

3. Расчет быстроходной ступени

Выбор допускаемых напряжений.

Колесо
Сталь 40Х
Термообработка – улучшение
НВ=269…302
бт=640 МПа
n2=144 мин-1
nз=1
Шестерня
Сталь 40Х
Термообработка – закалка ТВЧ
HRC 45…50

N1=720 мин-1
nз=1
Срок службы передачи t∑=20000 часов.
Числа циклов перемены напряжений Nб соответствующие длительному пределу выносливости
NНG2 = 20•106
NF = 4•106
NНG1 = 80•106
NF = 4•106
Коэффициенты приведения
КНЕ=0,18
КFЕ=0,06
КНЕ=0,18
КFЕ=0,04
Суммарное число циклов перемены напряжений
N∑2 = 60•t∑•n2•nз2=60•20000•144•1=
=172,8•106
N∑1 = U•N∑2 •nз1/ nз2=172,8•106•5•1=
=864•106
Эквивалентные числа циклов
NНЕ2= КНЕ2 ×N∑2 = =0,18 •172,8•106=31,1•106> NНG2
NFЕ2= КFЕ2 ×N∑2 = =0,06•172,8•106=10.368•106> NFG2
NНЕ1= КНЕ1 ×N∑1 = =0,18 •864•106=155,52•106> NНG1
NFЕ1= КFЕ1 ×N∑1 = =0,04 •864•106=34,56•106> NFG1
Предельные допускаемые напряжения
[σ]Нмах2=2,8•σТ2=2,8•640=1792МПа
[σ]Fмах2=2,74•НВср=2,74•285,5=782 МПа
[σ]Нмах1=40HRCср=40•47.5=1900 МПа
[σ]Fмах1=1430 МПа

Допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость
;;

 

 

 

 

За расчетное допускаемое напряжение принимается меньшее, полученное по зависимостям:


Принимаем меньшее:

Коэффициенты нагрузки
Для расчёта на контактную выносливость

- коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца.
Для расчета на изгибную выносливость

- динамические коэффициенты.

х=0,5 – коэффициент режима.
K0β – выбираем по таблицам в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев
При
Схема передачи 4, соотношение твердостей

Динамический коэффициент зависит от окружной скорости степени точности изготовления колёс

При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления колес

Расчет параметров передачи.
Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.
Значение межосевого расстояния:
, где
8500 – коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)
Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса
UБ – заданное передаточное число
КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость
КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
[σ]Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость
Ψa = 0,315 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α’ округляем до ближайшего значения a=140 мм по ГОСТ 6636-69
Рабочая ширина колеса: b 2= Ψa*а=0,315*140=44,1 мм
Ширина шестерни: b1=b2+4=48,1 мм
Модуль передачи.
, получим

 

Полученное значение модуля m’n=0.634 округляем до ближайшего большего значения m=2 по ГОСТ 9563-60
Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.
βmin=arcsin(4mn/b2)=arcsin(4*2/44,1)=10,4517o
Z’Σ=Z2+Z1=2*a*cos βmin/mn=2*140*cos10,4517o/2=137,67
ZΣ=137 т.к. полученное значение Z’Σ=137,67 округляем в меньшую сторону до целого числа ZΣ=137 и определяем действительное значение угла β
Cosβ= ZΣ*mn/2a=137*2/(2*140)=0.97857
β=11,8826 o >10,4517o =βmin
Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.
Z’1=Z Σ/UБ+1=137/5+1=29
Z2= Z Σ- Z 1=137-29=108
Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.
А) зуб колеса:
, где
Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса
KF=1.49 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость
KFα=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
YF2=3.6 – коэффициент формы зуба, значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv
Zv2=Z2/cos3β=108/cos311,8826 o =115,25
Y β – коэффициент учитывающий наклон зуба
Y β = 1-(β/140)=1-0,08488=0,91512
b2 – рабочая ширина колеса
mn – модуль
а – межосевое расстояние
UБ– заданное передаточное число
[σ]F2=250,43 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Б) зуб шестерни:
σF1= σF2*YF1/ YF2<[σ]F1=, где
YF1=4,07 и YF2=3,6 – коэффициенты, учитывающие форму зуба
[σ]F1=МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость
σF1=62,5*4,07/3,6=70,66МПа < [σ]F1
Определение диаметров делительных окружностей d.
d1=mn*Z1/cos β =2*29/0.97857=60мм
d2=mn*Z2/cos β =2*108/0.97857=220мм
Выполним проверку полученных диаметров.
d2+ d1=2а
60+220=2*140=280 верно


Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:
dа1= d1+2 mn=60+2*2=64 мм
dа2= d2+2 mn=220+2*2=224мм
df2= d1-2,5 mn=60-5=55 мм
df2= d2-2,5 mn=220-5=215мм
5.5 Силы действующие на валы зубчатых колес.
Окружная сила:
Ft=2T2*103/d2=2*144*1000/220=1309,09H
Радиальная сила:
FR= Ft*tgαn/cosβ=1309,09*tg20o/cos11,8826 o=486,9
Осевая сила:
Fa= Fttgβ=1309,09* tg11,8826o=275,45Н

4. Расчет тихоходной ступени

Выбор допускаемых напряжений.

Колесо
Сталь 40Х
Термообработка – улучшение
НВ=269…302
бт=640 МПа
n4=36 мин-1
nз=1
Шестерня
Сталь 40Х
Термообработка – закалка ТВЧ
HRC 45…50

n3=144 мин-1
nз=1
Срок службы передачи t∑=20000 часов.
Числа циклов перемены напряжений Nб соответствующие длительному пределу выносливости
NНG4 = 20•106
NF = 4•106
NНG3 = 80•106
NF = 4•106
Коэффициенты приведения
КНЕ=0,18
КFЕ=0,06
КНЕ=0,18
КFЕ=0,04
Суммарное число циклов перемены напряжений
N∑2 = 60•t∑ •n2 •nз2=60•20000•36•1=
=43,2•106
N∑1 = 60•t∑ •n1 •nз1=60•20000•144•1=
=172,8•106
Эквивалентные числа циклов
NНЕ4= КНЕ4 ×N∑4 = =0,18 •43,2•106=7,776•106<NНG4
NFЕ4= КFЕ4 ×N∑4 = =0,06 •43,2•106=2,592•106< NFG4
NНЕ3= КНЕ3 ×N∑3 = =0,18 •172,8•106=31,104•106<NНG3
NFЕ3= КFЕ3 ×N∑3 = =0,04 •172,8•106=6,912•106<NFG3
Предельные допускаемые напряжения
[σ]Нмах4=2,8•σТ2=2,8•640=1792МПа
[σ]Fмах4=2,74•НВср=2,74•285,5=782 МПа
[σ]Нмах3=40HRCср=40•47,5=1900 МПа
[σ]Fмах3=1430 МПа

Допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость
;;

 

 

 

 

За расчетное допускаемое напряжение принимается меньшее, полученное по зависимостям:


Принимаем меньшее:

Коэффициенты нагрузки
Для расчёта на контактную выносливость

- коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца.
Для расчета на изгибную выносливость

- динамические коэффициенты.

х=0,5 – коэффициент режима.
K0β – выбираем по таблицам в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев
При
Схема передачи 6, соотношение твердостей

Динамический коэффициент зависит от окружной скорости степени точности изготовления колёс

При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления калёс

Расчет параметров передачи.
Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.
Значение межосевого расстояния:
, где
8500 – коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)
Т3 – номинальный крутящий момент на валу колеса
UТ – заданное передаточное число
КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость
КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
[σ]Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость
Ψa = 0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α’ округляем до ближайшего значения a=160 мм по ГОСТ 6636-69
Рабочая ширина колеса: b 4= Ψa*а=0,4*160=64мм
Ширина шестерни: b3=b4+4=68 мм
Модуль передачи.
, получим

 

Полученное значение модуля m’n=1,3245 округляем до ближайшего большего значения m=3 по ГОСТ 9563-60
Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.
βmin=arcsin(4mn/b4)=arcsin(4*3 /64)=10,807o
Z’Σ=Z4+Z3=2*a*cos βmin/mn=2*160*cos10,807o /3=104,77
ZΣ=104 т.к. полученное значение Z’Σ=104,77 округляем в меньшую сторону до целого числа ZΣ=104 и определяем действительное значение угла β
Cosβ= ZΣ*mn/2a=104*3/(2*160)=0,975
β=12,839o >10,807o=βmin
Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.
Z’3=Z Σ/Uт+1=104/4+1=27
Z4= Z Σ- Z 3=104-27=77
Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.
А) зуб колеса:
, где
Т4 – номинальный крутящий момент на валу колеса
KF=1.23 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость
KFα=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
YF4=3.6 – коэффициент формы зуба, значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv
Zv4=Z4/cos3β=77/cos312,839o =83,076
Y β – коэффициент учитывающий наклон зуба
Y β = 1-(β/140)=0,908
B4 – рабочая ширина колеса
mn – модуль
а – межосевое расстояние
UТ– заданное передаточное число
[σ]F4= МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Б) зуб шестерни:
σF3= σF4*YF3/ YF4<[σ]F3=, где
YF3=3,90 и YF4=3,60 – коэффициенты, учитывающие форму зуба
[σ]F3= МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость
σF3=145,66*3,90/3,60=157,8 МПа < [σ]F3
Определение диаметров делительных окружностей d.
d3=mn*Z3/cos β =3*27/0,975=83 мм
d4=mn*Z4/cos β =3*77/0,975=237мм
Выполним проверку полученных диаметров.
d4+d3=2а
83+237=2*160=320 верно
Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:
dа3= d3+2 mn=83 +2*3=89 мм
dа4= d4+2 mn=237+2*3=243 мм
df3= d3-2,5 mn=83-7,5=75,5 мм
df4= d4-2,5 mn=237-7,5=229,5мм
Силы действующие на валы зубчатых колес.
Окружная сила:
Ft=2T4*103/d4=2*978,42*1000/237=8256,7 H
Радиальная сила:
FR= Ft*tgαn/cosβ=8256,7*tg20o/cos12,839o =3082Н
Осевая сила:
Fa= Fttgβ=3082* tg12,839o =702,5Н

5. Расчет конической передачи

Выбор допускаемых напряжений.

Колесо
Сталь 40Х
Термообработка – улучшение
НВ=269…302
бт=640 МПа
n4=14,4 мин-1
nз=1
Шестерня
Сталь 40Х
Термообработка – закалка ТВЧ
HRC 45…50

n3=36 мин-1
nз=1
Срок службы передачи t∑=20000 часов.
Числа циклов перемены напряжений Nб соответствующие длительному пределу выносливости
NНG4 = 20•106
NF = 4•106
NНG3 = 80•106
NF = 4•106
Коэффициенты приведения
КНЕ=0,18
КFЕ=0,06
КНЕ=0,18
КFЕ=0,04
Суммарное число циклов перемены напряжений
N∑2 = 60•t∑ •n2 •nз2=60•20000•14,4•1=
=17,28•106
N∑1 = 60•t∑ •n1 •nз1=60•20000•36•1=
=43,2•106
Эквивалентные числа циклов
NНЕ4= КНЕ4 ×N∑4 = =0,18 •17,28•106=3,1104•106<NНG4
NFЕ4= КFЕ4 ×N∑4 = =0,06 •17,28•106=1,0368•106< NFG4
NНЕ3= КНЕ3 ×N∑3 = =0,18 •43,2•106=7,776•106<NНG3
NFЕ3= КFЕ3 ×N∑3 = =0,04 •43,2•106=1,728•106<NFG3
Предельные допускаемые напряжения
[σ]Нмах4=2,8•σТ2=2,8•640=1792МПа
[σ]Fмах4=2,74•НВср=2,74•285,5=782 МПа
[σ]Нмах3=40HRCср=40•47,5=1900 МПа
[σ]Fмах3=1260 МПа

Допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость
;;

 

 

 


За расчетное допускаемое напряжение принимается меньшее, полученное по зависимостям:


Принимаем меньшее:

Коэффициенты нагрузки
Для расчёта на контактную выносливость

- коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца.
Для расчета на изгибную выносливость

- динамические коэффициенты.

х=0,5 – коэффициент режима.
K0β – выбираем по таблицам в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев
При
Схема передачи 6, соотношение твердостей

Динамический коэффициент зависит от окружной скорости степени точности изготовления колёс

При данной скорости назначаем 9 степень точности изготовления калёс

Определим диаметр внешней делительной окружности колеса и шестерни:

 


Округляем до ближайшего

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

округляем до целого


округляем до целого

Определим конусное расстояние и ширину колес:


Внешний окружной модуль:


Ширина колес:
.
Коэффициент смещения :


Проверка зубьев конических колес на изгибную выносливость:


Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:


Средний модуль:


Определим размеры заготовки колёс для конической шестерни и колеса:

 

Определим силы, действующие на валы косозубых колёс.
Окружная сила:
,

Радиальная сила на шестерне: ,
Где
Осевая сила на шестерне: ,
Где

Тогда осевая сила на колесе:

А радиальная сила на колесе:


Проверим зубья на контактную выносливость:

, , , тогда получим:

 

6.Предварительный расчёт валов редуктора

Для быстроходного вала определим:
; Принимаем d=38мм
Из таблицы определяем:,откуда получим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика, ограничивающего подшипник:
мм, принимаем . Принимаем
Для промежуточного вала определим:
; Принимаем d=48мм
Из таблицы определяем:,откуда получим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика, ограничивающего подшипник:
мм, принимаем . Принимаем
Для тихоходного вала:
; Принимаем d=50мм
Из таблицы определяем:, тогда
.Принимаем d1=55м
Диаметр буртика равен .Принимаем d1=59мм
В данном случае целесообразно нарезать зубья шестерен непосредственно на валах ввиду незначительной разницы диаметров колеса и вала.

7.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса редуктора.
мм принимаем =10мм
Определим расстояние между зубчатыми колёсами и боковыми стенками редуктора.
мм, где L-сумма межосевого расстояния и половины диаметров вершин зубчатых колёс. Принимаем a=12мм.
Минимальное расстояние между зубчатыми колёсами, дном и крышкой предполагается равным и равно 48мм.
Корпус редуктора состоит из двух частей. Они крепятся винтами с наружной шестигранной головкой диаметром 12мм (М12). Количество винтов принимаем 8.

Определим диаметр винтов стягивающих корпус . Принимаем . Определим расстояние от оси винта до плоскости края: .
Определим диаметр отверстия проушины: . Принимаем . Минимальное расстояние между необработанной и обработанной поверхностями литой детали

8.Расчет подшипников
Рассчитаем подшипники на тихоходном валу, для этого определим силы нагружающие подшипник. Силы действующие в зацеплении: Н
=1987,5Н =150Н Т=157,8Н.м
Предварительно принимаем роликоподшипники однорядные серии 7309.
Схема установки подшипников «враспор». Грузоподъёмность этих подшипников: , .


. Из условия равновесия вала , . Подшипник опоры 2 более нагружен, чем подшипник опоры 1, поэтому дальнейший расчёт ведём для подшипника опоры 2.
Определим отношение . Тогда , .
Отношение (v=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда и .
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах:


, где
=2- коэффициент безопасности
-температурный коэффициент
Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется следующим образом:

часов.
об/мин, тогда

Т.к. (<76100), то предварительно выбранный подшипник подходит.
Степень три выбираем для шарикового подшипника. Тогда часов. А требуемый ресурс 25000 часов, значит можно сделать вывод, что подшипники подходят.


9.Выбор посадок для внутреннего кольца
подшипника.
Поле допуска внутреннего кольца подшипника, выбирается по ГОСТ 520-71. Так как в редукторе внутренние кольца подшипников всех валов вращаются, а наружные стоят на месте, то имеет место местное нагружение, следовательно будем иметь переходные посадки.
Для внутреннего кольца подшипника быстроходного и промежуточного вала принимаем размер. Для внешнего кольца подшипника быстроходного и промежуточного вала, который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер:.
Для внутреннего кольца подшипника тихоходного вала принимаем размер. Для внешнего кольца подшипника тихоходного вала, который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер:.


10.Выбор муфт
Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой компенсирующую.
11.Проверочный расчёт вала на прочность
Исходные данные: , ,
Определяем реакции опор и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов: Вертикальная плоскость:

Н
Н
Горизонтальная плоскость:


Н
Н
От усилия цепной передачи:


Н


Максимальные реакции в опорах
Н
Н
Запас сопротивления усталости в опасном сечении
Суммарный изгибающий момент:

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по пульсирующему. Для симметричного цикла амплитуду нормальных напряжений можно найти по формуле:
, где М – изгибающий момент, W – момент сопротивления изгибу для данного опасного сечения
МПа
Для определения касательных напряжений воспользуемся формулой:
; где Т- крутящий момент, а - момент сопротивления кручению
МПа
Среднее напряжение
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: ;
Где МПа - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле. МПа.- придел выносливости при симметричном цикле кручения.
Определение суммарных коэффициентов концентрации напряжения, учитывающих влияние всех факторови в сечении I-I

По таблицам определяем , а
Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла примем равными: .
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения, для закалки в ТВЧ:
По таблицам выбираем: .

Мпа
Мпа

МПа
После выбора всех коэффициентов и определения напряжений получим:
;

Общий коэффициент усталостной прочности : верно.
Можно сделать вывод, что запас прочности вала значительно превышает допустимое значение прочности, что обусловлено выбором материала вала.


12.Смазывание зубчатой передачи.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения:

Окружная скорость.

выбираем марку масла И-Г-А-50.
И – индустриальное
Г – для гидравлических систем
А – масло без присадок
50 – класс кинематической вязкости

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы

М.: М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
«Высшая школа», 1985.
В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение», 1980.
В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение», 1980.
В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение», 1980.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Приложения




Комментарий:

Курсовая работа защищалась, чертежи, записка, приложение


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы