Главная
Коллекция "Revolution"
Производство и технологии
Проектирование механического привода с коническо-цилиндрическим редуктором
Проектирование механического привода с коническо-цилиндрическим редуктором
Определение геометрических и конструктивных размеров деталей. Проверка их на прочность. Разработка эскизной компоновочной схемы, сборочного чертеж редуктора, рабочих чертежей деталей. Расчет и конструирование редуктора, ее конструктивных элементов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 18.02.2019 |
| Размер файла | 3,0 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Курсовой проект
Проектирование механического привода с коническо-цилиндрическим редуктором
Схема привода
Механический привод состоит из электродвигателя 1, ременной передачи и редуктора. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Коническо-цилиндрический редуктор состоит из двух зубчатых передач. Зубчатые колеса 5 быстроходной ступени конические прямозубые. Коническая шестерня выполнена заодно с входным валом 6. Колеса тихоходной ступени 7 цилиндрические прямозубые, они насажены на промежуточный 8 и выходной 9 валы редуктора. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяет им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса 11. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом машины 12 муфтой 13.
Цель работы - закрепление теоретических знаний в области прочностных расчетов деталей машин и приобретение опыта конструирования.
Выполненные расчеты позволили определить геометрические и конструктивные размеры деталей, проверить их на прочность, выполнить эскизную компоновочную схему, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей.
Введение
деталь редуктор сборочный компоновочный
Целью выполнения проекта является закрепление теоретических знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.
Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и конструктивных размеров деталей и проверка их на прочность.
При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.
Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
Общий КПД привода
, (1.1)
где зр=0,95 - КПД ременной передачи;
зб=0,95 - КПД быстроходной ступени;
зT=0,98 - КПД тихоходной ступени;
зп=(0,99-0,995)=0,99 - КПД одной пары подшипников.
,
Потребная мощность, кВт,
, (1.2)
где Р3 - мощность на выходном валу редуктора, кВт.
Выбираем тип электродвигателя: 4А132 М8
где Рэ=5,5 кВт - номинальная мощность электродвигателя, рабочая частота вращения nэ=720 об/мин, диаметр вала двигателя dэ=38 мм
1.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач
Общее передаточное число привода
(1.3)
где nэ - рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n3 - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.
Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:
U=UР·UБ·UТ (1.4)
где UР, UБ, UT передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно. Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать
1<UP?2. UР=1,5
Передаточное число редуктора
(1.5)
Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:
(1.6)
(1.7)
,
1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора
Частоты, об/мин:
входной вал - ; (1.8)
промежуточный вал - ; (1.9)
выходной вал- ; (1.10)
Угловые скорости, с-1
входной вал - ; (1.11)
промежуточный вал - ; (1.12)
выходной вал - ; (1.13)
1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора
Мощности, кВт:
=4,096 (1.14)
=3,852 (1.15)
=3,737 (1.16)
Моменты. Н·м:
; (1.17)
; (1.18)
; (1.19)
2. Расчет плоскоременной передачи
При выполнении расчетов следует помнить, что ведущим валом ременной передачи является вал электродвигателя, ведомым - входной вал редуктора.
Вариант механического привода представлен на рисунке 1. Ременная передача, состоящая из ведущего I, ведомого 2 шкивов и ремня 3, является быстроходной ступень привода, понижающей частоту вращения вала электродвигателя 4, корпус редуктора 5, муфта 6 и приемный вал 7.
Рисунок 1. Кинематическая схема привода с ременной передачей
Расчет ременной передачи заключается в определении геометрических размеров, сил, действующих на валы, и долговечности.
Диаметр ведущего шкива, мм,
мм
Диаметр ведомого шкива, мм,
(2.1)
где Uр - передаточное число ременной передачи.
Вычисленные диаметры округляются до ближайшего стандартного, d1=224 мм, d2=355 мм.
Межосевое расстояние, мм,
(2.2)
Расчетная длина ремня, мм,
(2.3)
Найденное значение округляется до ближайшего стандартного Lp=3350 мм.
Угол обхвата меньшего шкива, град,
(2.4)
Скорость ремня, м/с,
(2.5)
.
Тип ремня В (скорость до 15 м/c)
Допускаемая удельная тяговая способность ремня, Н/мм2
, (2.6)
где
-оптимальная удельная тяговая способность ремня, Н/мм2,
-коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива,
- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,
- коэффициент, учитывающий влияние режима работы ремня,
- коэффициент, учитывающий расположение передачи.
(2.7)
,
(для прорезиненного ремня из приложения 4 получаем значения и при отношении =)
, (2.8)
, (2.9)
(Пусковая нагрузка до 120%, рабочий нагрев const),
(Передача автоматически регулируемая).
Окружное усилие, Н
, (2.10)
,
Требуемая площадь поперечного сечения ремня, мм2
, (2.11)
.
Толщина ремня, мм
(2.12)
Толщина одной прокладки мм (т.к. тип ремня В)
Количество прокладок, шт.:
(2.13)
Уточненная толщина ремня, мм
(2.14)
Ширина ремня, мм
(2.15)
Найденное значение округляем до стандартного, мм
Проверка ремня на прочность и долговечность
Максимальное напряжение в сечении, набегающем на ведущий шкив, Н/мм2
, (2.16)
где
- напряжение обусловленное величиной силы , действующей в ведущей
ветви ремня передачи, Н/мм2,
- напряжение, обусловленное изгибом ремня, Н/мм2,
- напряжение, обусловленное действием центробежной силы, Н/мм2,
Н/мм2, допускаемое напряжение.
(2.17)
где
- напряжение от предварительного натяжения (Н/мм2),
(2.18)
где
- модуль упругости при изгибе (Н/мм2),
(2.19)
где
- плотность прорезиненного ремня, кг/м3,
V - скорость ремня, м/c.
.
Долговечность ремня, ч
(2.20)
где
- для плоских ремней,
- базовое число циклов,
- предел выносливости для прорезиненных ремней, Н/мм2,
- частота пробега ремня в секунду,
с
- коэффициент влияния передаточного числа (т.к.),
- т.к. нагрузка постоянна,
часа.
Сила давления на валы для передачи с периодическим регулированием начального натяжения ремня, кН
, (2.21)
Ширина обода шкива В=224 мм.
Параметры ременной передачи
|
d1=224 мм; |
d2 =355 мм; |
a=1158 мм; |
L=3350 мм |
мм |
|
|
1=173,552; |
мм2; |
V=8,445 м/с; |
b=30 мм |
||
|
H0=2614,962 ч; |
Fn=1,011 кН; |
B=224 мм; |
Тип ремня - В |
3. Расчет и конструирование редуктора
Тип редуктора - коническо-цилиндрический. Быстроходная ступень редуктора - коническая с прямозубыми колесами, тихоходная - цилиндрическая с прямозубыми.
3.1 Материалы зубчатых колес
Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.
В зависимости от твердости (ила термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ>350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ<350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).
Применение материалов с НВ>350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются. Поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности можно преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты, приспособления. Твердость материала НВ350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30-50 единиц;
НВ1?НВ2+(30ч50),
где НВ1 и НВ2 - твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.
Технологические преимущества материала при НВ?350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах.
Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ?350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подбирать материал для шестерни твердостью, близкой к НВ?300.
С целью сокращения номенклатуры материалов в двух- и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.
Данные о материалах представлены в табл. 1
Таблица 1. Механические характеристики материалов зубчатых колес
|
Зубчатое колесо |
Марка стали |
Термообработка |
Твердость сердцевины НВ, МПа |
|
ШестерняКолесо |
40Х35ХМ |
УлучшениеУлучшение |
269-302 (300)220-250 (250) |
3.2 Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса конические прямозубые)
Параметры зубчатой конической передачи с прямыми зубьями определены в соответствий с ГОСТ 19624-74. Зацепление передачи - эвольвентное, без смещения. Для зубчатых колес принята 7-я степень точности по нормам плавности.
Начальный средний диаметр шестерни (рисунок 2), мм,
(3.1)
где Т1 - вращающий момент на выходном валу, Н*м;
КHв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий (рисунок 3), принимаем в зависимости от коэффициента зубчатого венца по делительному среднему диаметру шестерни швd=0,3-0,6;
UБ - передаточное число быстроходной (конической) ступени редуктора;
унр - допускаемое контактное напряжение, Мпа
(3.1)
где унlimв=2·НВ2+70=2·250+70=570 предел контактной выносливости поверхностей зубьев колеса
т.к. (3.2)
где Nнlim2 - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,
;
Nk2 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов
=60·183,49·21000=231,1974 (3.3)
где n2 - частота вращения промежуточного (второго) вала, об/мин,
Lh - ресурс (долговечность) передачи, ч;
ZR=(0,9-1,0) - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, ZR=1;
Zv=(1,0-1,6) - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи, Zv=1,25;
Sн=1,1 - коэффициент безопасности зубчатых колес.
МПа
Рисунок 2. Коническая прямозубая передача
Число зубьев z1 шестерни для передач без смещения принимаем z1=17.
Число зубьев колеса
=17·2,616=45; (3.4)
Угол наклона делительного конуса шестерни
=20,92о (3.5)
Угол наклона делительного конуса колеса
д2=90-д1=69,08
Средний модуль зубьев, мм,
; (3.6)
где dщm1 делительный диаметр шестерни,
dщm1=dm1; (3.7)
Ширина зубчатого венца, мм,
=29,698; (3.8)
Внешний окружной делительный модуль зубьев, мм,
(3.9)
m?5 (по ГОСТ 9563-60);
Рисунок 3. График определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки
Средний модуль, мм,
=4,376; (3.10)
Начальный средний диаметр шестерни, мм.
=74,392; (3.11)
Окружная скорость передачи, м/с,
=1,87; (3.12)
где щ1 - угловая скорость входного вала, рад/с.
В соответствия с ГОСТ 13754-81 коэффициент высоты головки зубьев hа*= 1 и коэффициент радиального зазора С*=0,2.
Высота головок зубьев, мм.
=5; (3.13)
Высота ножек зубьев, мм,
=6; (3.14)
Высота зубьев, мм.
H=ha+hf=5+6=11; (3.15)
Делительные диаметры колес, мм:
=85; (3.16)
=225; (3.17)
Внешние диаметры вершин daе и диаметры впадин dfе:
для шестерни - =94,34; (3.18)
=73,792; (3.19)
для колеса - =228,57; (3.20)
=220,716; (3.21)
Внешнее конусное расстояние, мм,
; (3.22)
Среднее делительное конусное расстояние, мм,
=104,2. (3.23)
Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность
После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев проверяем на контактную прочность. Для этого определяем рабочее контактное напряжение ун и сравниваем с допускаемым унр. Должно выполняться условие: ун?унp
; (3.24)
;
Где ун=107,05 - рабочее контактное напряжение, МПа; унp=568,704 МПа
Условие ун?унp выполняется.
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса после приработки;
=1,12 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;
Kнщ=0,27 - коэффициент, учитывавший приработку зубьев.
3.3 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)
При расчете передач считаем, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние aщТ
Межосевое расстояние, мм,
(3.32)
где Kа=495 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
UT=3,164 - передаточное число тихоходной ступени редуктора;
T3=615,447 - вращающий момент на выходном валу редуктора, Н-м;
; (3.33)
;
где ш вa =0,5 - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния.
KHв=1,09 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рисунок 4) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса ш вdотносительного делительного диаметра.
Рисунок 4. График определения коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
В качестве допускаемого контактного напряжения HP для прямозубой передачи принимаем допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса
(3.34)
где Hlimb4 - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа,
=550
где НВ4=250 - твердость материала колеса
ZN - коэффициент долговечности,
т.к. NK4 ?NHlim4 (3.35)
Где NHlim4 - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,
?120·106; (3.36)
NK4=60·n3·Lh=60·57,99·21000=73067400 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,
n3 - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;
Lh - ресурс (долговечность) передачи, ч.
При выполнении расчетов приняли:
=0,9;
где ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
ZV - коэффициент, учитывающий влияние скорости;
ZL - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;
ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;
Sн=1,1 - коэффициент запаса прочности.
;
Межосевое расстояние, мм,
;
Модуль зубьев, мм,
m=(0,01-0,02)·aщt=(2,038-4,076) (3.37)
Значение модуля принимаем из вычисленного интервала и согласовываем со стандартным
m=4
Сумма зубьев шестерни и колеса
=101,9?102 (3.38)
Число зубьев шестерни
=24,47?25 (3.39)
Число зубьев колеса
z4=zc-z3=102-25=77 (3.40)
Делительные диаметры, мм:
шестерни - d3=m·z3=4·25=100
колеса - d4=m·z4=4·77=308
Диаметры вершин зубьев, мм:
шестерни - dб3=d3+2·m=100+2·4=108
колеса - dб4=d4+2·m=308+2·4=316
Диаметры впадин зубьев, мм:
шестерня - df3=d3-2,5·m=100-2,5·4=90
колеса - df4=d4-2,5·m=308-2,5·4=298
Уточненное межосевое расстояние, мм,
бщt=0,5·(d3+d4)=0,5·(100+308)=204 (3.41)
Рабочая ширина зубчатого венца вщ равная ширине венца колеса, мм,
вщ=в4=шbа·бщt=0,5·204=102; (3.42)
Ширина венца шестерня в3, мм.
в3=в4+m=102+4=106; (3.43)
Окружная скорость зубчатых колес, м/с,
; (3.44)
; где n2 - частота вращения промежуточного вала, об/мин.
В зависимости от окружной скорости степень точности передачи - 8
Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность
После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев проверяем на контактную прочность. Для этого определяем рабочее контактное напряжение H сравниваем с допускаемым HP. Должно выполняться условие: H ? HP
Рабочее контактное напряжение, МПа,
(3.45)
где ZE=190 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;
ZH=1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе замедления,
Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи,
=0,875 (3.46)
где еб - коэффициент торцового перекрытия,
=1,704 (3.47)
Ft3 - окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н,
(3.48)
где Т2 - вращающий момент на промежуточном валу, Н-мм;
КA=1,1 - коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;
КHV=1,05 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
=1,09 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,
КH=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач.
МПа.
3.4 Ориентировочный расчет и конструирование валов
Ориентировочный расчет валов производим на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняем на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [фK] и определяем диаметры отдельных ступеней валов.
Основным материалом для валов служат термически обрабатываемые средне углеродистые стали (35, 40, 45) иди легированные (40Х, 40ХН и др.).
Входной вал
Диаметр концевого участка вала (рис. 5)
=; d1=28 мм (3.49)
где T1 - вращающий момент на валу, Н-мм;
[к]=(20-25) МПа - допускаемое напряжение кроения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.
[к]=20 МПа
Диаметр вала под уплотнение
dупл=d1+2t (мм); (3.50)
где t=2,2 - высота буртика
dупл=d1+2t=28+2·2,2=32,4 мм
Диаметр dупл согласовать с диаметром уплотнения dупл=32 мм
Диаметр вала под резьбу
dp=dупл+(2-4)=(34-36) мм dp=36 мм (3.51)
Рисунок 5. Входной вал
Диаметр резьбы М36х1,5
Размеры канавки под язычок стопорной шайбы (см. рис. 6):
а1=6; а2=3; а3=4.0; а4=1.5; d1=32.5
Диаметр вала dп в месте посадки подшипника (см. рис. 5) может быть равен диаметру резьбы или несколько больше его, но кратен пяти:
dn>dp; dn=40 мм
Диаметр вала
do=dп-0,5·mte =40-0,5·5=37.5 мм (3.52)
Полученное значение d0 округляем до стандартного do=38 мм
Диаметр буртика для упора подшипника со стороны конической
шестерни
dбп=dn+3·r=40+3·2.0=46 мм (3.53)
где r=2.0 - координата фаски подшипника
Значение dбп округляем до стандартного dбп=48 мм
Для удержания шкива на валу с помощью гайки имеется участок с резьбой диаметром dpш для которого должно выполняться условие:
dpш <d1
dpш=24 мм
Резьба М24х1,5
Конструкция вала в месте расположения шестерня и расстояния б1, б2 определяем следующим образом. Под углом д1 проводим линии, образующие делительных конусов шестерни. Откладываем внешний делительный диаметр de1 и в точках пересечения с образующим делительного конуса проводим перпендикуляры. Откладываем размеры 1,2 тte и тte, формируем зубья на внешнем делительном конусе. Базовый заплечик вала для подшипника строим по размерам dбп, 0,5тte, 0,4тte.
Параметры , T, C для построения конических роликовых подшипников принимаем
=15, Т=18,5 мм, С=15 мм.
От базового заплечика откладываем монтажную высоту Т подшипника и ширину наружного кольца С. Для образования поверхности контакта наружного кольца с роликом находим положение точки 3, используя размеры 0,5С и 0.25Н. Через точку 3 проводим линию под углом =150 и перпендикуляр к ней, проходящий через указанную точку до пересечения с осью вала в точке Е. Так получаем размеры б1 и l.
Рисунок 6. Размеры канавки под язычок стопорной шайбы
Промежуточный вал
Диаметр вала под колесом и шестерней (рисунок 7)
(3.54)
dк=45 мм
где Т2 - вращающий момент на промежуточном валу, Н·мм; [к]=(10-13) МПа.
[к]=13 МПа
Диаметр вала в месте посадки подшипника
dп=dk-3·r=45-3·3=36 мм
где r=3 - координата фаски подшипника
Округляем до значения, кратного 5: dп=40 мм
Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника
dбп=dn+3·r=40+3·3=49 мм
со стороны шестерни и колеса
dбk=dk +3·f=45+1,6·3=49,8 мм,
где f=1,6 - размер фаски
Значения dбп и dбk округлить до стандартных dбп?20 мм dбk?50 мм
Рисунок 7. Промежуточный вал
Выходной вал
Диаметр концевого участка вала (рисунок 8)
; (3.55)
где Т3 - вращающий момент на валу, Н-мм;
[фK]=(20-25) МПа. [фK]=20
Значения округляем до стандартного =55 мм
Диаметр вала под уплотнение
dупл=d3+2t=55+2·3=61 мм (3.56)
где t=3 - высота буртика
Значения dупл округляем до стандартного dупл =62 мм
Диаметр вала dп в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнение или больше его, но кратен пяти:
dп? dупл; dп=65 мм
Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника
dбп=dn+3·r=65+3·3=74 мм (3.57)
где r=3 - координата фаски подшипника
Значения dбп округляем до стандартного dбп =75 мм
Диаметр вала под колесом
dбп?dk >dn; dk =70
Диаметр разделительного кольца со стороны колеса
dбk=dk +3·f=70+3·2=76 мм (3.58)
где f=2 - размер фаски
Значения dбk округляем до стандартного dбk =78 мм
Рисунок 8. Выходной вал
3.6 Выбор подшипников качения
Подшипники качения выбираем в зависимости от диаметров валов dп, начиная с легкой серии, по составленной маркировке. Для вала конической шестерни принимаем конические роликовые подшипники как более грузоподъемные и менее дорогие, обеспечивающие большую жесткость опор. В качестве опор промежуточного и выходного валов с цилиндрическими прямозубыми колесами используем радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми и коническими - радиально-упорные шариковые или роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц выписываем значения наружного D и внутреннего d диаметров, размеры, характеризующие ширину В, Т, С, а также значения статической Соr и динамической Cr грузоподъемностей.
Входной вал - 72208 А (роликовый, конический, однорядный, легкая серия)
D=80 мм; d=40 мм; B=18 мм; Cor=40.0 kH; Cr=58.3 kH.
Промежуточный вал - 36208 (шариковый, радиально-упорный, однорядный, легкая серия)
D=80 мм; d=40 мм; B=18 мм; Cor=17,8 kH; Cr=32,0kH.
Выходной вал - 36213 (шариковый, радиальный, однорядный, легкая серия)
D=120 мм; d=65 мм; B=23 мм; Cor=34 kH; Cr=56 kH.
3.7 Конструирование зубчатых колес
Конструкция конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dбl? 120 мм показана на рисунке 5. Шестерня выполнена заодно с валом. Геометрические размеры de1, dfe1, dбe1(см. рис. 2) и конструктивные dп, dвn определены ранее. На зубчатом венце выполняем фаску f= 0,5 mte.
Форма конических колес с внешним диаметром вершин зубьев dae>120 представлена на рис. 9.
Для определения конструктивных размеров рекомендуются зависимости:
dст =1,6·dк=1,6·45=72 мм; lст =(1-1,2)·dк=1·45=45 мм;
S=2,5·mte+2=2,5·5+2=14,5?15 мм; К=1,0·14,5=14,5?15 мм;
С=0,17·Re=0,17·119,05=20,239?20 мм; e=2 мм;
T=1,2·mte=1,2·5=6 мм; H=1,4·mte=1,4·5=7 мм;
f?0,5·mte=0,5·5=2,5 мм; Doтв=2,8·dк=2,8·45=126 мм; dотв=10 мм
Рис. 9. Коническое колесо
Цилиндрические шестерни (рисунок 10) изготавливают как одно целое с валом, если расстояние a от впадин зуба до шпоночного паза <2,5m, при a>2,5m шестерня выполняется съемной.
8,95 мм; 2,5m=12,5 мм.
Т.к. а<2.5m (8,95<12,5) то цилиндрическая шестерня выполняется несъемной.
Рисунок 10. Цилиндрическая шестерня
Конструкция кованых зубчатых цилиндрических колес представлена на рисунке 11. Для определения размеров колеса рекомендуются следующие зависимости:
dст =1,6·dк=1,6·70=112 мм; lст =1,5·dк=1,5·70=105 мм;
д0=4·m=4·4 =16 мм; D0=df4-2·д0=298-16=266 мм;
Dотв=0,5 (D0+dст)=0,5·(195,5+112)=185 мм; dотв=20 мм;
С=(0,2-0,3)·в4=0,3·102=30,6 мм.
Величина д0 должна быть не менее 8-10 мм. На торцах зубчатого вента, ступицы, углах обода выполнить фаски f=2,5Ч45є.
Рисунок 11. Кованное зубчатое колесо
3.8 Конструирование стакана
Конструкция стакана представлена на рис. 12. Стаканы выполняют литыми из чугуна СЧ 15.
Толщину стенки д=8 мм, диаметр отверстия под крепежные болты d4=8 мм.
Остальные размеры определяют по формулам:
д1=1,2·д=1,2·8=9,6 мм; Da=D+2·д=80+2·8=96 мм;
Dф =Da+(4,0-4,4)·d4=128 мм;
C?d4=8 мм; h?(1-1,2)·d4=8 мм;
Dв=Dб+2·C=112 мм.
Высота упорного буртика t=3 мм в зависимости от размера фаски r=1,5 мм подшипника, установленного на валу.
Рисунок 12
Размеры канавок стакана представленного на рисунке 13 а, б, в.
|
в=5 мм; |
d2=81 мм; |
R=1,6 мм; |
R1=0,5 мм. |
Рисунок 13. Размеры канавок
3.9 Конструирование крышек подшипников
Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 21. На рисунке 14, а показана конструкция глухой крышки, а на рисунке 14, б - с отверстием для выходного конца вала. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник.
Размеры других элементов крышек определяют по формулам.
Входной вал:
D=80 мм; д=6 мм; d4= 8 мм; z=4.
д1=1,2·д=7,2 мм; д2=(0,9-1,0)·д=6 мм;
DФ=128 мм; С?d4=8 мм;
dотв=d4+1=9 мм; Dв= 96 мм;
dв=di+1=33 мм.
Диаметры Dв и Dф для крышки входного вала приняты равными соответствующим диаметрам стакана.
Рисунок 14. Конструкция крышек подшипников (а - глухая крышка; б - крышка с отверстием)
Диаметр dM равен наружному диаметру манжеты, h - высота манжеты, di - диаметр вала под уплотнением. Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью
l=(1,2-1,5) в=(6-7,5)=7 мм
где в=5 - ширина канавки
В крышках с отверстием для выхода вала предусматривают 2-3 отверстия диаметром d0=(3-4) мм для выталкивания изношенной манжеты.
Промежуточный вал (2 глухих крышки):
D=80 мм; д=6 мм; d4=8 мм; z=4.
д1=1,2·д=7,2 мм; д2=(0,9-1,0)·д=6 мм;
DФ=D+(4,0-4,4)·d4=112 мм;
С?d4=8 мм; dотв=d4+1=9 мм; Dв=D+ 2·С=96 мм;
Выходной вал:
1. Глухая крышка
D=120 мм; д=7 мм; d4=10 мм; z=6.
д1=1,2·д=8,4 мм; д2=(0,9-1,0) ·д=(5,6-7)=7 мм;
С ? d4=10 мм; dотв=d4+1=11 мм;
DФ=D+(4,0-4,4)·d4=160 мм; Dв=D+ 2·С=120+2·10=140 мм;
2. Крышка с отверстием
D=120 мм; д=7 мм; d4=10 мм; z=6.
д1=1,2·д=8,4 мм; д2=(0,9-1,0)·д=(5,6-7)=7 мм;
С?d4=10 мм; dотв=d4+1=11 мм
DФ=D+(4,0-4,4)·d4=160 мм; Dв=D+ 2·С=120+2·10=140 мм;
dв=di+1=63 мм; l=(9,6-12)=11,2 мм; d0=4 мм.
3.10 Конструирование корпуса редуктора
Для удобства монтажа деталей корпус выполняем разъемным (рисунок 15). Плоскость разъема проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть). Толщина стенки корпуса дK и крышки д1K редуктора:
дK=0,025·бщT+3=8,1 мм;
д1K=0,02·бщT+3=7,08 мм;
где бщT - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.
Если в результате расчетов окажется дK<8 и д1K<8, то следует принять дK =д1K=8 mm.
Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора
в=1,5·дK = 1,5·8,1= 12,15 мм (3.59)
Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора
p=2,35·дK= 2,35·8,1 =19,035 мм (3.60)
Толщина фланга крышки редуктора
в1=1,5·д1K = 1,5·7,08 =10,62 мм (3.61)
Толщина ребер жесткости основания m и крышки m1 редуктора:
m=(0,85-1,0)·дK =(0,85-1,0)·8,1 =7,29 мм;
m1=(0,85-1,0)·д1K=(0,85-1,0)·7,08=6,372 мм (3.62)
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03-0,036)·бщT+12=18 мм (3.63)
Диаметр болтов у подшипников
d2=(0,7-0,75)·d1=14 мм (3.64)
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой,
d3=(0,5-0,6)·d1=(0,5-0,6)·18=(9-10,8)=10 мм (3.65)
Диаметр винтов d4 для крепления крышек подшипников определен в подразд. 4.8.
Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку,
d5=(0,3-0,4)·d1=(0,3-0,4)·18=6 мм (3.66)
Найденные значения диаметров болтов округляем до стандартных.
Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса C1, С2, С3, до осей болтов d1, d2, d3 и ширины фланцев корпуса К1, К2, K3 (рисунок 16) выбираются из табл. в зависимости от диаметра болтов d1, d2, d3. Диаметр отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметров болтов.
|
К1=44 мм; |
К2=39 мм; |
K3=28 мм; |
|
|
C1=23 мм; |
С2=21 мм; |
С3=16 мм. |
Расположение оси отверстия для болта диаметром d2 определяется размером l (рисунок 16, б),
l=(1,0-1,2)·d2=(1,0-1,2)·14=(14-16,8)=14
Диаметр гнезда
Dк=Dф+(2-5), (3.67)
где Dф - диаметр фланца крышки подшипника
Рисунок 15. Корпус редуктора
Рисунок 16
3.11 Компоновочная схема редуктора
Компоновочную схему редуктора следует выполнять на миллиметровой бумаге формата A1 в масштабе 1:1.
Вычерчивание компоновочной схемы редуктора проводится в следующей последовательности:
провести ось 001 входного вала;
в произвольном месте оси 001 провести перпендикулярную к ней линию А-А1 и отложить на ней диаметр de1,
из точки A1 провести дугу радиусом Re и сделать засечку на оси 001 (точка В). Через точку В провести ось промежуточного вала;
соединить точки А и A1 с точкой В;
отложить ширину 6 венца шестерни;
из точки A1 провести горизонтальную линию до пересечения с продолжением линии АВ. Отрезок A1 A2 - делительный диаметр dee конического колеса;
достроить контуры шестерни и колеса;
отложить отрезки длиной lст2, б и провести линию, соответствующую внутренней стенке редуктора;
симметрично оси 001 провести линию, соответствующую противоположной стенке редуктора;
отступив расстояние б от линии редуктора, изобразить в виде прямоугольника шестерню тихоходной ступени шириной в3 и диаметром d3;
на расстоянии бщT от оси промежуточного вала провести ось выходного вала;
изобразить колесо тихоходной ступени в зацеплении с шестерней;
изобразить подшипники качения для всех валов с соответствующими габаритами;
изобразить валы в соответствии с рассчитанными ранее размерами;
для входного вала изобразить стакан;
провести пунктирную линию, соответствующую наружной станке корпуса редуктора, отступив на расстояние д к от линии внутренней стенки редуктора;
зазор между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора принять равным б1;
отступив на расстояние K2 от пунктирной, провести линии, описывающие привалочные плоскости для крышек подшипников;
на расстоянии K3 от пунктирной провести линии, ограничивающей торцовые размеры фланцев корпуса редуктора;
изобразить крышки подшипников в соответствии с рассчитанными ранее размерами.
3.12 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рисунке 17.
Рисунок 17. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах
Усилия, действующие в передачах:
окружные -
; (3.68)
; (3.69)
; (3.70)
; (3.71)
Где = 0,857de1=72,845 - делительный диаметр шестерня в среднем сечении зуба;
=0,857de2=192,825 - делительный диаметр колеса в среднем сечении зуба;
осевые:
Fa1=Ft1 ·tqб sinд1=290,732 Н; Fa2=Ft1· tqб cosд1=760,628 Н
радиальные:
Fr1 =Fa2=760,628 Н; Fr2=Fa1=290,732 Н; Fr3=Ft3tqб=1459,407 Н; Fr4=Ft4·tqб=1454,693 Н
где б=20° - угол профиля делительный;
l1=41,5
д1, д2 углы делительных конусов шестерни и колеса.
Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.
Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z, '
;
; (3.72)
-=0
;
Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X иY:
;
; (3.73)
-=0
; (3.74)
Суммарные реакции: ==3139,476 H
==3195,947 H
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:
участок вала АВ -
Ми=RAV X
X=0; MAV=RAV=0 H·м
X=l1; MBV=RAVl1= 3138,876 ·0.0415 =130.263 H·м
участок вала ВС -
Ми=RAV(l1+х)-Ft2·x
X=l1; MBV=RAV·l1 - Ft2*(l1-l1)= RAV·l1=130.263 H·м
X=l1+l2; MCV= RAV··(l1+l2) - Ft2·l2
MCV=3138.876 ·0.119-2079.274·0,0775=212.383 H·м
участок вала СD
Ми=RDV X-Ft2(X-l1) - Ft3(X-l1-l2)
X =l1+l2; MCV= RAV · (l1+l2) - Ft2·l2=212.383 H·м
X =l1+l2+ l3; MDV= RAV · (l1+l2+ l3)+Ft2(l2+ l3) - Ft3·l3=190.933
MDV = 3562 ·0,097=309 H·м
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости Х0Y:
участок вала АВ -
Ми=RAH· X
X=0; MAH=RAH=0 H·м
X=l1; MBH=RAH·l1=61.369 ·0,0415=2.547 H·м
участок вала ВС -
Ми=RAH ·X-Fr2·(X-l1) - Fa2
X = l1; MBH= RAH·l1-Fr2·0-Fa2·
MBH = 61.369 ·0,0415-760.628 · = -70.798 H·м
X= l2+ l3; MCH=RAH·(l1+l2) - Fr2·l2-Fa2·
MCH=61,369 ·0,119 - 290,732 ·0,0775-760,628 ·= -88,563 H·м
участок вала CD
Ми=RАH ·X-Fr2(X-l1) - Fa2+Fr3(X-l1-l2)
X =l1+l2; MCH=-88.563 H·м
X = l1+l2+ l3; MDH= RАH · (l1+l2+ l3) - Fr2(l2+ l3) - Fa2+Fr3 l3
MDH = 0 H·м
По найденным, значениям изгибаемых моментов, эпюры строятся на растянутых волокнах (рисунок 18).
Рисунок 18. Эпюра изгибающих моментов
Суммарные изгибающие моменты:
Эквивалентный момент по третьей теория прочности:
, если MC>MB (3.75)
=305.204 H·м
Диаметр вала в опасном сечении
= (3.76)
Допускаемое напряжение [би] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [би]=(50-60) МПа.
Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечения сравнить с диаметром dк =45 мм под колесом, найденным при ориентировочном расчете. Условие dк?d.
3.12 Расчет вала на сопротивление усталости
Расчет вала на сопротивление усталости заключается в определении действительного коэффициента запаса прочности для сечения, имеющего наибольший изгибающий момент, и сопоставлении его с допускаемым.
Расчет выполняем для промежуточного вала.
Проверка прочности вала в сечении С.
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
МС=230.108·103 (Н·мм)
Напряжения изгиба:
Напряжения кручения: Мкр=Т2=200.468 Н·м
Пределы выносливости материала:
-1 = 410 МПа; -1 = 230 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45:
=0,15; =0,1
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения для стали 45 с пределом прочности В=900 МПа:
K=1,7; K=2,05
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d=45 мм:
=0,70; =0,75
Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:
Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:
Коэффициент запаса сопротивлению усталости:
В опасном сечении вала сопротивление усталости обеспечено.
3.13 Расчет подшипников качения
В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и по усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n?10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности Cor, при n>10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек тел качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Сr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Cтр<Сr) или долговечностей (L10h>[L10h]).
Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере подшипников промежуточного вала. Подшипник 36208.
Частота вращения вала n2=183.49 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L10h]=21000 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала dп = 40 мм. Действующие силы: радиальные - Fr1=RA=3139.467 Н, Fr2=RD=3195.947 Н, осевая - Fa=760.628 Н. Режим нагружения - постоянный.
Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально-упорный шариковый подшипник 36208, для которого статическая и динамическая грузоподъемности следующие: Сor=23200 Н; Сr=38900 Н.
Вычисляем нагрузки:
Fr1=KE·Fr1max; Fr1=1·3139.476=3139.476 H;
Fr2=KE·Fr2max; Fr21=1·3195.947=3195.947 H;
Fa=KE·Famax=1·760.628=760.628 Н.
Определяем отношение:
;
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
S1 =e·Fr1 S1 = 1079.979 Н;
S2=e·Fr2 S2 = 1099.405 H.
Суммарные осевые нагрузки на подшипник: так как S2>S1, Fa>S2-S1, то следует:
Fa1=S1= 1079.979 Н; Fa2= S1 +Fa =1840.607 H.
Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:
Уточним значение параметра осевого нагружения:
; e2=0,399
Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:
где V - коэффициент вращения внутреннего кольта подшипника.
Так как , то для e2 находим значения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузок:
X=0,45; Y=1.35
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры
P2=(V·X·Fr2+Y·Fa2)·Kд·KT = (1·0,45·3195.945+1,35·1840.607)·1,3·1=5099.89 Н
где Kд=1,3 - коэффициент безопасности;
KT=1 - температурный коэффициент,
Уточним коэффициент e1 для левой опоры:
e1= 0,358.
Найдем отношение:
Определим коэффициенты X и Y:
X=1; У=0.
Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры
P1=(V·X·Fr1+Y·Fa1)·Kд·KT =4081.319 Н
Определим долговечность выбранного подшипника 36208 для более нагруженной опоры (правой):
=часов (3.77)
L10h>[L10h]; >21000
где б1=1 - коэффициент надежности при вероятности безотказней работы 90%;
б23=(0,7-0,8) - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;
Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L10h больше базовой [L10h] (28216.346>21000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.
3.14 Проверка прочности шпоночных соединений
Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками (рисунок 19).
Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонок.
Рисунок 19. Шпоночное соединение
Рисунок 20. Размеры шпоночного паза
Рабочая длина шпонки (рисунок 20) lр=lст-в - (5-10),
где lст - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;
в-ширина шпонки.
Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:
где Тi - вращающий момент на валу, Н·мм;
Z - число шпонок;
lр - рабочая длина шпонки, мм;
di - диаметр вала, мм;
h - высота шпонки, мм;
ti - глубина паза вала, мм;
см, []см, - рабочее и допускаемое напряжения снятия, МПа.
В расчетах можно принять []см=70 МПа. Если см >[]см то следует поставить вторую шпонку, диаметрально расположенную относительно первой.
1. Концевой участок входного вала:
d=28 мм, в=8 мм, h=7 мм, t1=4,0 мм, t2=3,3 мм,
lp=2·d1-b-10=2*28-8-10=38 мм
2. Коническое колесо промежуточного вала:
d=45 мм, в=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм, t2=3,8 мм,
lpк=45-14-10=48 мм
3. Колесо на выходном валу:
d=70 мм, в=20 мм, h=12 мм, t1=7,5 мм, t2=4,9 мм,
lp=105-20-10=75 мм
4. Концевой участок выходного вала:
d=55 мм, в=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм, t2=4,3 мм,
lp=2·55-16-5=85 мм
3.15 Выбор и расчет муфты
Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения d зависимости от расчетного вращающего момента Тр и диаметров соединяемых валов
При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Н·м,
Tp=Kp·T3=1,5·615,447=923,171 H
где Kp=1,5 - коэффициент режима работы привода от электродвигателя;
Т3 - момент на выходном валу редуктора, Н·м
При выборе муфты должно соблюдаться условие: Tp<Tc
где Тс - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандарте или нормали машиностроения). Затем в зависимости от типа муфты проверяем отдельные ее элементы на прочность.
Расчет втулочно-пальцевой упругой муфты
Пальцы муфты проверяет на изгиб по сечению А-А (рисунок 21).
Условие прочности пальца на изгиб:
Рисунок 21. Втулочно-пальцевая муфта
d=56 мм; Tc=1000 H; D0=170 мм, l= 110 мм, dn=18 мм, ln= 42 мм,
z=10, dвт=35 мм, lвт= 36 мм
=90 МПа (3.89)
где Тр - расчетный вращающий момент, Н-мм;
ln - длина пальца, мм;
D0 - диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;
z - число пальцев;
dп - диаметр пальца, мм;
[уИ]=90 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев. Резиновая втулка проверяется на смятие:
; =(1,8-2,0) МПа (3.90)
где lвт - длина резиновой втулки, мм;
[усм]=(1,8-2,0) МПа - допускаемое напряжение на смятие для резины.
3.16 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников
Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала [б]. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.
Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора XЗП
; (3.91)
Для быстроходной передачи:
;
Для тихоходной передачи:
где HHV=320 - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне.
бH - рабочее контактное напряжение, МПа;
...Подобные документы
Определение геометрических и конструктивных размеров деталей, проверка их на прочность, выполнение эскизной компоновочной схемы, сборочного чертежа редуктора. Кинематический расчёт, выбор электродвигателя, конструирование деталей и подшипников качения.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 14.04.2009Определение геометрических и конструктивных размеров деталей, проверка их на прочность, эскизная компоновочная схема, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей. Выбор подшипников качения. Выбор марки масла для зубчатых передач и подшипников.
дипломная работа [1,1 M], добавлен 27.10.2015Особенности устройства индивидуального привода, характеристика и расчет его составных частей. Кинематический расчет привода, разработка конструкторской документации для его изготовления, выполнение сборочного и рабочего чертежей деталей редуктора, муфты.
курсовая работа [545,9 K], добавлен 15.08.2011Конструирование редуктора привода и его основных соединений, разработка эскиза компоновки и определение основных размеров корпусных деталей. Кинематический и статический анализ редуктора. Расчет на прочность зубчатых передач, валов и подшипников качения.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 22.06.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых контактных напряжений. Проектный расчет зубьев на прочность. Предварительный расчет валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни, колеса и корпуса редуктора.
курсовая работа [291,4 K], добавлен 24.07.2011Кинематический и силовой расчет привода. Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость. Проектный расчет зубчатой передачи, подшипников качения, шпоночных соединений. Конструирование деталей редуктора.
курсовая работа [830,3 K], добавлен 05.01.2012Проект зубчатого редуктора к лесотаке, применяющегося в лесоперерабатывающей промышленности. Кинематический и силовой расчет привода. Разработка компоновочной схемы редуктора и составление расчетной схемы тихоходного вала. Выбор способа смазки деталей.
курсовая работа [78,5 K], добавлен 25.01.2010Определение общего КПД привода. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Определение передаточного числа редуктора, конструктивных особенностей зубчатых колес и деталей редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной передач. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [366,1 K], добавлен 07.04.2013Проектирование привода с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором и ременной передачей. Расчет валов на прочность и определение опорных реакций. Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия. Выбор смазки, порядок сборки редуктора.
курсовая работа [491,6 K], добавлен 08.10.2012Энергокинематический расчет привода на ЭВМ. Автоматизированный расчет редуктора. Выбор материала передач. Расчет, анализ полученных результатов и выбор рационального варианта компоновочной схемы редуктора. Расчет элементов и конструирование деталей.
курсовая работа [3,4 M], добавлен 22.07.2014Разработка проекта привода общего назначения с цилиндрическим редуктором. Оригинальные и стандартные детали. Достоинства и недостатки передачи. Расчет мощностей и выбор двигателя, элементов корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпоночных соединений.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 10.10.2012Кинематический расчет и конструирование привода, зубчатых передач редуктора, открытой зубчатой передачи, валов привода, подшипниковых узлов, шпоночных соединений, корпусных деталей. Выбор материала, термообработки, муфты, манжет. Компоновка редуктора.
курсовая работа [631,8 K], добавлен 27.03.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Данные для проектирования электромеханического привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Выбор сорта масла для редуктора.
курсовая работа [561,0 K], добавлен 22.07.2011Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора, основные требования к его функциональности. Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Определение силовых параметров. Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [232,6 K], добавлен 07.02.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт цилиндрической косозубой передачи для шестерни и колеса. Определение диаметра вала и его расчет на выносливость. Составление компоновочной схемы. Расчет элементов корпусных деталей редуктора.
курсовая работа [141,5 K], добавлен 18.09.2011Кинетический расчет привода. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверка передачи на контактную выносливость. Определение геометрических размеров колеса и шестерни. Выбор способа установки подшипников. Компоновка и разработка чертежа редуктора.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 22.09.2010Кинематический расчет привода. Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора. Расчет цилиндрических колес с прямыми зубьями. Проверка прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор типа смазки и определение ее объема.
курсовая работа [872,9 K], добавлен 03.12.2013Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Определение допустимого контактного напряжения, конструктивных размеров шестерни и колеса. Компоновка и сборка горизонтального цилиндрического косозубого редуктора. Проверка долговечности подшипника.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 20.01.2016Энерго-кинематический расчет привода и редуктора. Подбор и проверочный расчет подшипников. Смазывание редуктора. Конструирование корпуса и деталей редуктора. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет шпоночных соединений. Технический уровень редуктора.
курсовая работа [529,4 K], добавлен 06.11.2008Знакомство с конструктивными особенностями механического привода с коническим редуктором, анализ проблем проектирования. Способы определения геометрических параметров конической передачи редуктора. Этапы расчета валов на совместное действие изгиба.
дипломная работа [4,4 M], добавлен 17.04.2016
