Курсовая работа
Курсовая по предмету:
"Теоретическая механика"
Название работы:
"Курсовая работа"
Автор работы: Юлия
Страниц: 23 шт.
Год:2008
Краткая выдержка из текста работы (Аннотация)
3 Расчет тихоходной зубчатой передачи
3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.
[3,стр.189]
Принимаем коэффициент
[3,стр.189]
Тогда
По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22
Модуль передачи
m=(0,10,2)aW = (0,10,2)149=1,492,98 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем Ζ3 = 26, тогда
Ζ4 = Ζ3 u2 =123,5
Принимаем Ζ4 = 124
Действительное передаточное число
Окончательное межосевое расстояние
3.2 Размеры шестерни и колеса
d3= m z3= 2 26 = 52 мм
da3= d3+2m = 52+2 2= 56 мм
d4= m z4= 2 124 = 248 мм
da4= d4+2m = 248+2 2 = 252 мм
b4= Ψba αw = 0,315 150 = 47,25 мм
Принимаем b4 = 50 мм
b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм
3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
[3, стр.191]
Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26
УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]
Окружная скорость в передаче
При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты
КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]
КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]
При
коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]
пункт 2.4
Прочность передачи достаточна.
4 Предварительный расчет валов
4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.
4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала
При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм
4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала
Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм
4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала
Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм
5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом
5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d2˝=1,6 40 =64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d2˝=1,2 40 = 48 мм
Толщина обода
S0=(2,54)m=(2,54) 2=58
Принимаем S0=10
Толщина диска
C= 0,3b2= 0,3 30 = 9 мм
Принимаем С=10 мм
5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d3˝=1,6 мм 65 = 104 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d3˝=1,2 65 = 75 мм
Толщина обода
S0=(2,54) m = (2,54)2 = 58
Принимаем S0= 10 мм
Толщина диска
C=0,3b4 = 0,3 50 = 15 мм
Принимаем С =15 мм.
6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
δ = 0,025αw+1 = 0,025 150 + 1 = 4,73 мм
Принимаем δ = 8 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 1,5δ = 1,58 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 2,35δ = 2,35 8 = 18,8 мм
Принимаем р = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) 142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм
Принимаем d1=16 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом
d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) 16=8 ÷ 10 мм
Принимаем d2=10 мм
7 Проверка прочности шпоночных соединений.
7.1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок сталь 45 нормализованная.
Прочность соединений проверяется по формуле
[3,стр.107]
7.2 Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=22 мм выбираем шпонку с параметрами
b h l = 8 7 30; t = 4 мм
Применяем чугунную полумуфту
[3,стр.108]
7.3 Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2˝=40мм выбираем шпонку b h l = 12 8 40; t1 = 5 мм
Для стальной ступицы
[3,стр.108]
7.4 Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3˝=30мм выбираем шпонку
b h l = 6 6 30; t1 = 5 мм
7.5 Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=22мм выбираем шпонку b h l = 6 6 30; t1 = 5 мм
7.6 Прочность шпоночных соединений достаточна
Содержание работы
Содержание
Введение
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2 Расчет быстроходной зубчатой передачи
3 Расчет тихоходной зубчатой передачи
4 Предварительный расчет валов
5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7 Проверка прочности шпоночных соединений
8 Подбор подшипников и проверка их долговечности
9 Уточненный расчет валов
10 Выбор муфты
11 Смазка
12 Список использованных источников
Введение
Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Рис. 1 Схема привода
1.1 КПД привода
η =η 12 η2 3 , где
η1 = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи
η2 = 0,99 - кпд. пары подшипников качения [1, стр.61 табл.7]
η = 0,972 0,973 = 0,93
1.1 Мощность на валу исполнительного устройства
Ρ3 = Т ИМ = 0,014 8,4 = 0,12 кВт
Требуемая мощность электродвигателя
По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 132S2 мощностью
Рэ=0,5 кВт и nd =1455 об/мин
1.2 Передаточное число привода.
1.3 Передаточное число тихоходной передачи
[2 стр.3 табл.1.3]
Тогда для быстроходной передачи
Принимаем u1=9, тогда
1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов.
n1 = nd =1455 об/мин
1.6 Крутящие моменты на валах
Т2 = Т1 u1 η1 η2 =0,86 9 0,99 0,97 = 7,4 Нм
Т3 = Т2 u2 η1 3 =7,4 10,8 0,993 = 77,5 Нм
2 Расчет быстроходной зубчатой передачи
2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45; термообработка улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 4550.
2.2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев
[3,стр.189]
Принимаем коэффициент
[3,стр.189]
Тогда
По графику IV [3,стр.186 табл.12.18] находим при НВ>350 и Ψbd=1,6 коэффициент Кнβ=1,22
Допускаемые контактные напряжения
[3, стр.185]
При поверхностной закалке колес
δнlimb = 1,7 HRC+200 [3, стр.185 табл.12.4]
При
δнlimb = 1,7 47,5+200=1008 МПа
Коэффициенты
ΖR = 0,95; ΖV = 1; SН = 1,1 [3,стр.187]
При длительной работе и постоянной нагрузке коэффициент КНL= 1 [3, стр.188 рис.12.20]
Тогда:
Модуль передачи
m=(0,10,2) аW= (0,10,2)88=0,881,76 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем Ζ1 = 18, тогда
Ζ2 = Ζ1 u1 = 18 9 =72
Принимаем Ζ2 = 72
Действительное передаточное число
Окончательное межосевое расстояние
2.3 Размеры шестерни и колеса
d1= m z1= 2 18 = 36 мм
da1= d1+2m = 36+2 2= 40 мм
d2= m z2= 2 72 = 144 мм
da2= d2+2m = 144+2 2 = 148 мм
b2= Ψba αw = 0,315 90 = 28,4 мм
Принимаем b2 = 30 мм
b1 = b2 + 5мм = 30+5=35 мм
2.4 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
[3, стр.191]
Коэффициент формы зуба при Ζ1 = 18
УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]
Окружная скорость в передаче
При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент
КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]
КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]
При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]
Допускаемое напряжение изгиба
[3,стр.194]
Для закаленных колес
[лит.3,стр.195 табл.12.6]
Коэффициент динамичности при V=2,4м/с и 8-й степени точности
КFV = 1,06 [3,стр.195 табл.12.5]
При односторонней нагрузке
КFС = 1 [3,стр.194]
Коэффициент безопасности
SK=1,7 [3,стр.194]
При длительной работе и постоянной нагрузке
КFL=1 [3,стр.194]
Прочность передачи достаточна.
3 Расчет тихоходной зубчатой передачи
3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.
[3,стр.189]
Принимаем коэффициент
[3,стр.189]
Тогда
По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22
Модуль передачи
m=(0,10,2)aW = (0,10,2)149=1,492,98 мм
Принимаем m = 2 мм
Сумма зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Принимаем Ζ3 = 26, тогда
Ζ4 = Ζ3 u2 =123,5
Принимаем Ζ4 = 124
Действительное передаточное число
Окончательное межосевое расстояние
3.2 Размеры шестерни и колеса
d3= m z3= 2 26 = 52 мм
da3= d3+2m = 52+2 2= 56 мм
d4= m z4= 2 124 = 248 мм
da4= d4+2m = 248+2 2 = 252 мм
b4= Ψba αw = 0,315 150 = 47,25 мм
Принимаем b4 = 50 мм
b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм
3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб
[3, стр.191]
Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26
УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23]
Коэффициенты
Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193]
Окружная скорость в передаче
При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты
КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17]
КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5]
При
коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18]
пункт 2.4
Прочность передачи достаточна.
4 Предварительный расчет валов
4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.
4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала
При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм
4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала
Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм
4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала
Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм
5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес
5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом
5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d2˝=1,6 40 =64 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d2˝=1,2 40 = 48 мм
Толщина обода
S0=(2,54)m=(2,54) 2=58
Принимаем S0=10
Толщина диска
C= 0,3b2= 0,3 30 = 9 мм
Принимаем С=10 мм
5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки.
Диаметр ступицы
dCT=1,6 d3˝=1,6 мм 65 = 104 мм
Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм
Длина ступицы
lCТ=1,2 d3˝=1,2 65 = 75 мм
Толщина обода
S0=(2,54) m = (2,54)2 = 58
Принимаем S0= 10 мм
Толщина диска
C=0,3b4 = 0,3 50 = 15 мм
ринимаем С =15 мм.
6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
δ = 0,025αw+1 = 0,025 150 + 1 = 4,73 мм
Принимаем δ = 8 мм
Толщина фланца корпуса и крышки
b = 1,5δ = 1,58 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
p = 2,35δ = 2,35 8 = 18,8 мм
Принимаем р = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) 142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм
Принимаем d1=16 мм
Диаметры болтов крепления крышки с корпусом
d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) 16=8 ÷ 10 мм
Принимаем d2=10 мм
Использованная литература
- . С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г.
- «Техническая механика» методическое указание 1982г.
- П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.