Автор работы: Пользователь скрыл имя, 11 Января 2012 в 20:54, курсовая работа
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 18х11х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
II. Расчет зубчатых колес редуктора 4
Выбор материала и термообработки 4
Допускаемые контактные напряжения 4
Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния 4
Нормальный модуль зацепления 5
Основные размеры шестерни и колеса 5
Силы, действующие в зацеплении 6
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость 6
Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке 6
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба 7
Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке 8
III. Предварительный расчет валов редуктора 8
IV. Проверка долговечности подшипника 10
V. Проверка прочности шпоночных соединений 14
VI. Уточненный расчет валов 14
VII. Посадки зубчатого колеса и подшипников 18
VIII. Выбор сорта масла 19
IX. Сборка редуктора 20
Список литературы 21
Федеральное агентство по образованию
Государственное
образовательное учреждение высшего
профессионального образования
«Ивановский государственный
Кафедра
теоретической и прикладной механики
Курсовой проект по механике на тему
Привод
к шлаковому разгрузчику
Выполнил студент группы 2-21хх
Панфилов С. Г.
Научный руководитель
Ноздрин М. А.
к.т.н., доцент
Иваново 2010
Оглавление
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
II. Расчет зубчатых колес редуктора 4
Выбор материала и термообработки 4
Допускаемые контактные напряжения 4
Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния 4
Нормальный модуль зацепления 5
Основные размеры шестерни и колеса 5
Силы, действующие в зацеплении 6
Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость 6
Проверочный расчет на контактную статическую мощность при пиковой нагрузке 6
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба 7
Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке 8
III. Предварительный расчет валов редуктора 8
IV. Проверка долговечности подшипника 10
V. Проверка прочности шпоночных соединений 14
VI. Уточненный расчет валов 14
VII. Посадки зубчатого колеса и подшипников 18
VIII. Выбор сорта масла 19
IX. Сборка редуктора 20
Список литературы 21
Требуемая мощность
электродвигателя [2, с. 30]
КПД [2, с. 30]
, [2, с. 30]
Выберем электродвигатель
4А 180М6УЗ. Р=18.5 кВт, S=2.7 %, nc=1000 об/мин
[2, с. 70]
Угловая скорость
Передаточное отношение
привода [1, с. 7]
Округляем до 3.55 [1, с. 36]
Уточненная скорость
тихоходного (ведомого) вала
Вращающие моменты:
На валу шестерни
На валу колеса
| Вал | N, кВт | n, об/мин | ω, с-1 | Т, Нм |
| 1 | 15.08 | 973 | 101.892 | 181.564 |
| 2 | 14.5 | 274.085 | 28.702 | 619.672 |
Шестерни – сталь 45; термическая обработка – улучшение, твердость НВ1 230; для колеса – сталь 45; термическая обработка – улучшение, твердость НВ2 200 [2, с. 32]
Срок службы привода
в часах
Число циклов нагружений
зубьев колеса
Базовое число циклов
для материала колеса (по табл. 3.2
[1])
Коэффициент долговечности:
При длительной эксплуатации . Примем коэффициент безопасности
Расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]
Для шестерни
Для колеса
Условие выполняется [1, с. 35]
Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то (табл. 3.1 [1])
Коэффициент ширины
венца [1, с. 35]
Межосевое расстояние
формуле (3.7) [1]
Для косозубых колес Ka=43.
Межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 округляем до 180
Выравниваем по ГОСТ 9563-60* до 2,75 мм
Примем предварительно угол наклона зубьев β=10º, определим число зубьев шестерни и колеса ((3.12), (3.13) [1])
Суммарное:
Уточненное значение угла наклона зубьев
,
Диаметры делительные
((3.17), с. 37 [1])
Проверка
Диаметры вершин
зубьев
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Коэффициент ширины
шестерни по диаметру
Окружная скорость
колес и степень точности передачи
Окружная сила
Радиальная сила
Осевая сила
Коэффициент нагрузки
, (табл. 3.4 [1]), (табл. 3.6 [1])
Проверка контактных
напряжений по формуле (3.6) [1]
Расчетные контактные
напряжения
Допускаемое
контактное напряжение при действии
пиковой нагрузки для стальных колес
с улучшением
Для стали 45 и диаметра
заготовки свыше 120 мм
(табл. 3.3, [1])
Условие прочности выполняется
По формуле (3.25) [1,
с. 42]
Коэффициент нагрузки [1, с. 42]
По табл. 3.7 [1] , по табл. 3.8 [1]
[1, с. 39]
[2, с. 35]
Эквивалентное число зубьев
- у шестерни
- у колеса
, [1, с. 42]
Допускаемое напряжение
по формуле (3.24) [1]
По табл. 3.9 для
стали 45 улучшенной при
предел выносливости при изгибе
Для шестерни , для колеса
- коэффициент безопасности. (табл. 3.9 [1]), (для поковок и штамповок).
Допускаемые напряжения
- для шестерни
- для колеса
Дальнейший расчет ведем для колеса, так как отношение меньше [2, с. 36]
Коэффициент [2, с. 36]:
Проверяем прочность
зуба по формуле (3.25) [1]
Условие прочности выполнено
Расчетные изгибные
напряжения
Допускаемые
изгибные напряжения при действии пиковой
нагрузки для стальных колес с
улучшением:
Условие прочности выполнено
Диаметр ведущего вала
Принимаем
Диаметр ведомого вала
Принимаем
Принимаем
Принимаем
Основные элементы корпуса (табл. 10.2 [1])
Толщина стенки корпуса: . Принимаем
Толщина крышки: . принимаем
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
Толщина нижнего пояса корпуса
Диаметр фундаментных болтов . Берем болты М20
Диаметр болтов у подшипников . Берем болты М16
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой
. Берем болты М12
Ведущий вал
Из 1-й компоновки l1 = 72 мм
Реакции опор:
В плоскости xz:
В плоскости yz:
Проверка
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 310 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 110 мм, С = 65.8 кН, С0 = 36 кН
Эквивалентная нагрузка
, (вращается внутреннее кольцо), (табл. 9.19 [1]), (табл. 9.20 [1])
, этой величине соответствует e=0.22 (табл. 9,18)
, X=0.56, Y=1.99
Расчетная долговечность,
млн. об
Расчетная долговечность,
ч
Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала
Возьмем подшипники легкой серии 210 (табл. П3, [1]): d = 50 мм, D = 90 мм, С = 35.1 кН, С0 = 19.8 кН
, этой величине соответствует e=0.22 (табл. 9,18)
, X=0.56, Y=1.99
Расчетная долговечность,
млн. об
Расчетная долговечность,
ч
Здесь n = 973 об/мин – частота вращения ведущего вала
Т. к. долговечность подшипников меньше долговечности редуктора, мы не можем их брать.
Ведомый вал
Из 1-й компоновки l2 = 73 мм