Редуктор цилиндрический прямозубый

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 05 Февраля 2011 в 17:57, курсовая работа

Описание работы

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников и зубчатой пары. Принимая для одной пары подшипников качения 1 = 0,99 и для одной пары зубчатых колес 2 = 0,97, ориентировочно получаем

Содержание работы

Введение …………………………………………………………………………….…….….3

1. Кинематический расчет привода……………………………………………………......4

2. Расчет зубчатой передачи редуктора ………………………………………………….5

3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников…………….....… ..9

4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора…………..10

5. Проверочный расчет валов……………...............……………………………………….11

6.Подбор и расчет шпоночных соединений…………………………………………….16

7. Проверочные расчеты долговечности подшипников…………………………… 17
8. Выбор муфты……………………………………………………………………………......18

9. Выбор сорта масла………………………………………………………………………....19

10. Выбор посадок для установки деталей редуктора ……………….….....................20
11. Сборка редуктора………………………………………………………………………….21

Литература…………………………………………………………………………………....23

Скачать архив (91.00 Кб) Сколько стоит заказать работу?

Файлы: 1 файл

Курсовая Дима.doc

— 364.00 Кб (Скачать файл)

v_m = pd_m₁n₁/60 = 3,14 ´ 61,2 ´ 10^-3 ´ 930/60 = 2,98 м/с.

По табл. 2 принимаем 8-ю степень точности передачи.

9. Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила на окружности среднего делительного диаметра

F_t = 2T₁/d_m1 = 2 ´ 8,6 ´ 10³/61,2 = 281 Н,

осевая сила для шестерни и радиальная для колеса

F_a1 = F_r2= F_t´ tgsin₁= 281´ tg20°´ sin 14°3¢ = 24,8 Н;

радиальная сила для шестерни и осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_t ´ tgcos₁ = 281 ´ tg 20 ´ cos 14°3¢ = 99,2 Н.

IV. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.

1. Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (126):

Z_Н = 1,76, Z_М = 274 ´ 10³ Па^1/2

По формуле (96а, 129) находим

Z= 0,86,

где 1,88 – 3,2(1 – z_v1 + 1/z_v2) = 1,88 – 3,2(1/24 – 1/96) cos = 1,78

z_v1 = z₁/cos ₁ = 24/cos 14°3¢ = 24,7;

z_v2 = z₂/cos ₂ = 90/cos 75°67¢ = 395,5

По таблице П26 при v_m = 2,98 м/с и 8-й степени точности передачи, интерполируя, получаем K_Hv » 1,2… Итак, коэффициент нагрузки К_H = К_H_b К_Hv = 1,23 ´ 1,2 = 1,47.

Следовательно,

_H = Z_H Z_М Z_E = 1,76 – 274 ´ 10³ ´ 0,86 ´=

= 178,9 ´ 10⁶ Па < _нр= 420 МПа.

2. По формуле (127) проверяем выносливость зубьев при изгибе. Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса найдем интерполированием по табл. П27 в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v1 = 24,7 и z_v2 = 395,4:

Х = 0,16 ´ 1,3/5 = 0,0416.

Следовательно, Y¢_F = Y_F(25) + x = 3,96 + 0,0416 = 4,0016;

» Y_F(300) = 3,75 для колеса.

Сравним прочность зуба шестерни и колеса

/Y¢_F = 130/4,002 = 32,5 МПа;

/Y¢¢_F = 110/3,75 = 29,3 МПа.

Так как прочность зуба шестерни оказалась выше, то проверку выносливости зубьев при ушибе следует выполнить по зубьям колеса:

K_FV = 2K_Hv – 1 = 2 ´ 1,2 – 1 = 1,4;

K_F_b = 1,29 для шариковых опор.

K_F = K_FB´ K_FV = 1,4 ´ 1,29 = 1,8. Следовательно,

_F = = 19,9 ´ 10⁶ Па < ¢¢_FP.

V. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары.

Принимаем для быстроходного вала [t_k] ¢ – 25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначим степень 40, для которого примем [t_k] = 20 МПа.

Быстроходный вал. Из уравнения прочности (193) определяем диаметр выходного конца вала:

t_k = Т/W_p = 16T₁ / (p) < [t_k]¢.

получаем

d_в1 > = = 0,018 м

В соответствии с рядом R_а 40 принимаем диаметр выходного конца вала d_в1 = 18 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под уплотнение = 22 мм. Диаметр резьбы = 24 мм (М24 х х 1,5). Диаметр под дистанционную шайбу = 26 мм.

Диаметр вала под подшипники

= 30 мм.

Диаметр опорного бурта = 40 мм. Диаметр вала под подшипник = 20 мм.

Диаметр опорного бурта = 24 мм. Диаметр выходного конца вала принимаем из соотношения

l₁ » (1,5…2) d_в1 = (1,5...2)18 = 27...36.

принимаем d_в1 = 34 мм.

Тихоходный вал. Крутящий момент в поперечных сочетаниях выходного конца вала Т₂ = i Т₁ = 4 ´ 8,6 = 34,4 Н´м. Из уравнения прочности на кручение (193) определяем диаметр выходного конца вала:

d_в2 > = = 0,024 м

В соответствии с рядом R_a40 принимаем диаметр выходного конца вала

d_в2 = 24 мм;

диаметр вала под сальниковое уплотнение = 28 мм;

диаметр вала под подшипник = 30 мм;

диаметр вала под ступицу зубчатого колеса = 36 мм;

диаметр опорного участка вала = 40 мм;

диметр ступицы d_ст » (1,5 … 1,7) = (1,5 … 1,7)40 = 60…68 мм;

принимаем d_ст = 64 мм;

длина ступицы колеса (0,7 … 1,8) = (0,7…1,8)36 = 25,2…64,8 , принимаем = 45 мм;

толщина диска зубчатого колеса

е » (0,1…0,17) R_е = (0,1…0,17) ´ 155 = 15,5…26,35 мм,

принимаем е = 20 мм;

толщина обода d_о » (2,5…4) m_te = (2,5...4)3 = 7,5…12 мм, принимаем d_о = 10 мм, длина выходного конца тихоходного вала l₂ = (1,5…2) d_в2 = (1,5...2)24 = 36...48 мм, принимаем l₂ = 40 мм.

VI. Конструктивные размеры элементов корпуса и компоновка редуктора.

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса редуктора d » 0,03 R_e + 3…5 мм = 0,03 ´ 155 + 3…5 мм = 4,65 + 3…5 мм, принимаем d = 9 мм.

2. Толщина стенки крышки редуктора d₁ = 0,025 R_е + 3…5 мм = 0,025 ´ 155 + 3…5 мм = 3,875 + 3…5 мм, принимаем d₁ = 8 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s » 1,5d = 1,5 ´ 9 = 13,5 мм, принимаем s = 14 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора s₁ » 1,5d₁ = 1,5 ´ 8 = 12 мм, принимаем s₁ = 12 мм.

5. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t » (2…2,5)d = (2…2,5)9 = 18…22,5 мм, принимаем t = 20 мм.

6. Толщина ребер жесткости C¹ = 0,85d = 0,85 ´ 9 = 7,65, принимаем С¢ == 8 мм.

7. Диаметр фундаментных болтов

d_ф » (1,5…2,5)d = (1,5…2,5)9 = 13,5…22,5 мм, принимаем d_ф = 18 мм.

8. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, и диаметр резьбы пробки d_k » 0,75 d_ф = 0,75 ´ 18 = 13,5 мм принимаем d_k = 14 мм;

диаметр остальных болтов крепления крышки к корпусу редуктора применяем с резьбой М12;

диаметр резьбы пробки d_пр > (1,6...2,2d) = (1,6…2,2)9 = 14,4…19,8 мм, применяем d_пр = 16 мм.

9. Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K < 3d_k = 3 ´ 14 = 42 мм, применяем K = 40 мм, K¢ < 2,5 d_k = 2,5 ´ 14 = 35 мм, применяем K¢ = 30 мм^-1_.

10. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора K₁ = (2,2…2,5)d_ф = (2,2...2,5)18 = 39,6...45 мм, принимаем K₁ = 44 мм.

11. Диаметр болтов для крепления крышки подшипников к корпусу редуктора d_п » (0,7…1,4) d = (0,7…1,4)9 = 6,3…12,6 мм, принимаем d_п = 8 мм.

12. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_кс = 6…10 мм, принимаем d_кс = 8 мм.

13. Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса y¢ » (4…6) d = (4…6)9 = 36…54 мм, принимаем y¢ = 40 мм.

14. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершины зубьев колеса y¢ » 1,5 d = 1,5 ´ 9 = 13,5, принимаем у = 15мм.

15. Тип и размеры подшипников качения. Назначаем на тихоходный и быстроходный валы конические роликоподшипники средней серии.

Быстроходный вал. По табл. П43 при d = = 30 мм, D = D¢ = 72 мм,

Т¢_max = 21 мм. Размер х¢¢ = 2d_n = 2 ´ 10 = 20 мм.

Информация о работе Редуктор цилиндрический прямозубый