Проектирование косозубого одноступенчатого редуктора

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 16 Сентября 2011 в 13:57, курсовая работа

Краткое описание

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового про-ектирования.

Содержание работы

Введение.
1. Кинематическая схема машинного агрегата
2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода
3. Выбор материала зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
5. Расчет открытой плоскоременной передачи
6. Ориентировачный расчет валов
7. Проверка долговечности подшипников
8. Выбор и проверка шпоночных соединений
9. Уточненный расчет валов
10. Смазка редуктора
11. Подбор и проверка муфт
12. Тепловой расчет редуктора
Список литературы

Скачать целиком (767.69 Кб) Сколько стоит заказать работу?
Содержимое работы - 1 файл

ПЗяооо.doc

— 1.40 Мб (Скачать файл)

    Ширина  шестерни:

    b1= b2+5 = 64+5 = 69 мм

    Коэффициент yybd= b1/d1 = 69/59 = 1,17

5. Окружная скорость

    Принимаем 8-ую степень точности

6. Уточняем коэффициент нагрузки

    KH = KHaKHβKHv =1,07××1,06××1 =1,14

    KHa = 1,07–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

    KHβ = 1,06–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

    KHv = 1,0–динамический коэффициент

7. Расчетное контактное напряжение

    ∆sH =| [ssН] - sH |/ [ssН] ×× 100% = |408,6-393|/408,6 ×× 100% = 3,82%

    Недогрузка  = 3,82% 

8. Силы действующие в зацеплении

    Окружная сила:

    Ft= 2T2/d2 = 2××364,722××103/261 =2795,2Н

    Радиальная сила:

    Fr = Ft tg aa/cos bb =2795,2××tg 20о/0,9875 = 1030,25 H

    Осевая сила:

    Fa= Ft tg bb =2795,2××tg 9о07` = 446,22 H

9. Проверка зубьев по напряжениям изгиба

    KFβ = 1,0 – коэффициент концентрации нагрузки

     КFv = 1,14 – коэффициент динамичности

    Yβ = 1-bb/140 = 1–9о07`/140о = 0,935

    KFa = 0,91 при 8-ой степени точности

    Y–коэффициент  формы зуба, зависящий от эквивалентного  числа зубьев zv= z/cos3bb:

    при z1 = 29 → zV1 = 29/(cos 9º07`)3 = 30 → YF1 =  3,8

    при z2 = 129 → zV2 = 129/(cos 9º07`)3 = 130 → YF2 = 3,6

    Отношение [ssF]/YF:

    шестерня [ssF]1/YF1 = 237/3,8 = 84,643 Н/мм2

    колесо [ssF]2/YF2 206/3,6 = 57,2 Н/мм2 
     

    Т.к. [ssF]2/YF2 > [ssF]1/YF1 то расчет ведем по зубьям шестерни:

    Условие ssF1 < [ssF]1 выполняется 
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     
     

5. Расчет открытой плоскоременной передачи

 

    Выбираем  ремень Б-800 с числом прокладок z = 3,  = 1,5 мм, = 3 Н/мм

1. Диаметр ведущего шкива

      Принимаем по ГОСТ 17383-73

2. Диаметр ведомого шкива

    Принимаем по ГОСТ 17383-73

3. Уточняем передаточное отношение

   

4. Межосевое расстояние

5. Длина ремня

 

6. Угол обхвата ремнем ведущего шкива , град

7. Скорость ремня

8. Окружная сила

9. Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

        = 1 - коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту

      = 0,932 - коэффициент угла обхвата на ведущем шкиве

      = 1,036 - коэффициент влияния натяжения от центробежной силы

      = 0,8 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы

     

10. Ширина ремня

      Примем  стандартное значение b=40 мм.

      Ширину  обода шкива выбираем по ГОСТ 17383-73 В = 50 мм.

11. Площадь поперечного сечения ремня

      [k] - допускаемая предельная окружная сила

       = 2,2 Н/ для кожаных ремней

12. Сила предварительного натяжения ремня

       = 1,8 Н/ для кожаных ремней

       = 3,5 толщина ремня

13. Определить силы натяжения ветвей

     Ведущей ветви ремня:

     

      Ведомой ветви ремня:

14. Сила давления ремня на вал

      При автоматическом регулировании:

      При периодическом регулировании:

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

6. Ориентировачный расчет валов

1. Диаметр вала

     где Т – передаваемый момент;

     [tк] = 15÷20 МПа – допускаемое напряжение на кручение;

2. Быстроходный вал

 
 

      Принимаем диаметр выходного конца

    Длина выходного конца под шкив по ГОСТ 12080-66 принимаем  
     

     Диаметр вала под уплотнением:

       – высота  буртика;

     принимаем

  

     Длина вала под уплотнением:

     Диаметр вала под подшипник:

     Диаметр вала под шестерней:

     Принимаем

     Длину вала под шестерней принимаем условно равной 120 мм.

     Длина вала под подшипник:

     

3. Тихоходный вал

 

     Принимаем диаметр  выходного конца 

    Длина выходного конца под муфту по ГОСТ 12080-66 принимаем

     Диаметр вала под уплотнением:

 

       – высота буртика;

     принимаем

     

     Длина вала под уплотнением:

     Диаметр вала под подшипник:

     Диаметр вала под колесом:

      Принимаем

     Длину вала под колесом принимаем условно равной 120 мм.

     Длина вала под подшипник:

     

4. Конструктивные размеры колеса

    диаметр ступицы:

         принимаем

         длина ступицы:

     принимаем (с последующей проверкой шпонок на смятие)

         толщина обода:

         толщина диска:

5. Выбор подшипников

 

    Для ведущего вала , используем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии с углом :

      ГОСТ 831 – 75 
 
 

    N d D r B Грузоподъемность, кН
    Динамич. С Статич.
    46307 35 80 2,5 21 33,4 25,2

Информация о работе Проектирование косозубого одноступенчатого редуктора