рефераты скачать
 
Главная | Карта сайта
рефераты скачать
РАЗДЕЛЫ

рефераты скачать
ПАРТНЕРЫ

рефераты скачать
АЛФАВИТ
... А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я

рефераты скачать
ПОИСК
Введите фамилию автора:


Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

3. Расчет цепной передачи

4. Проектировочный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Подбор подшипников для валов редуктора

9. Второй этап эскизной компоновки редуктора

10. Подбор муфты

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

15. Сборка редуктора

Список используемых источников


ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю

1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.

Рисунок 1 - Схема привода

Исходные данные:

Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

Наружный диаметр шнека D=550 мм;

Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;

Угол наклона передачи Q=60º

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;

Нагрузка с лёгкими толчками;

Срок службы привода L= 6 лет


ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.


1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Определяем общий КПД привода

ŋ общ. = ŋц .п∙ηм∙ ŋцеп..п. ŋ2п.к.

Согласно таблице 1 /2/

ŋцеп.п.= 0,92 – КПД цепной передачи

ŋц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

ŋпк = 0,99 – КПД пары подшипников

ηм. .= 0,98___ КПД муфты

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,992∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Ртр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

nном ===34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Ртр. =

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

nном = 700 об/мин dдв = 32 мм.

Общее передаточное число


uобщ =

Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

uцеп=

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

nдв=nном= 700 мин-1

nдв=nном= 700 мин-1

Определяем мощность на всех валах привода.

Ведущем валу редуктора:

Р1= Ртр. ∙ηп. ∙ηм = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

Ведомом валу редуктора:

Р2= Р1 ∙ ŋц.п ∙ηп к.. = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт


Выходном валу привода:

Р3= Р2∙ ηцеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт

Определяем крутящие моменты на валах:

Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.

Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода.

Параметр Вал
двигателя

ведущий (быстроходный)

редуктора

ведомый (тихоходный) редуктора рабочей машины
Мощность Р, кВт 2,567 2,491 2,392 2,2
Частота вращения n, об/мин 700 700 140 34,74

Угловая

скорость w, 1/с

73,27 73,27 14,65 3,64
Вращающий момент Т, Нм 35 34 163,3 604,4

Определим ресурс привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

Lh=365·Lг·tc·Lc=365·6·2·8=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч.

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала и назначение термической обработки

Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

Для шестерни:

НВ1=269…302 = 285,5;

Для колеса:

НВ2= 235…262 = 248,5;

По таблице 3.2 (2)

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где −Кнl=1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σн0]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев NH0.

Расчетное допускаемое напряжение

[σH]=0,45∙([σH1]+[σH2])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

Шестерня:

Где

2=1,03∙НВ2ср=1,03∙248,5=256МПа

1=1∙294=294МПа

2=

Где−К FL= 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

− [σF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений NF0.

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψа=b2 /aω=0,4;

- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd=b2 /d1=0,3 ·Ψаω(u1+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ=1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 aω=112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

делительный диаметр

;

ширина венца

b2= Ψаּ aω=0,4ּ112=45 мм.

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 mn=1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни


Принимаем z1=24

Число зубьев колес:

z2=z1*u=24∙5=120

Фактический угол наклона зубьев:

β=arcos[(z1+z2)∙mn/(2aw)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o20’

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей

d1=mּn z1/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

d2=m nz2//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

dа1= d1 +2ּmn =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

dа2= d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;

диаметры окружностей впадин зубьев

df1= d1 -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

df2= d2 -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

ширина венцов


b2= Ψаּ aω=0,4∙112=44,8 мм

принимаем b2= 45 мм

b1= b2+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

принимаем b1= 50 мм

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

Fr1=Ft1ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

Определяем осевую силу в зацеплении:

Fа1=Ft1ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

,

Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

Уточняем коэффициенты:

-коэффициенты ширины венца колеса Ψd=b2/d1=45/37,33=1,205

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β=1,06 и КFβ=1,2

- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

КН v=1,03 и KFV = 1.08

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά =1,05

KFα=0,91

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

<

<[σн]= 493МПа

Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%

Что менее допустимой в 15%.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z1/cosβ3 = 24/0,964283=27

Z2/cosβ3 = 120/0,964283=134

выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF1=3,85 и YF2=3,60

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

Прочность зубьев обеспечивается.

Результаты расчета сводим в таблицу 2.


Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчёт
Параметр Значение Параметр значение

Межосевое расстояние aω

112 мм. угол наклона зубьев: β

15o20’

Модуль зацепления m 1,5мм

Диаметр делительной окружности

Шестерни d1

Колеса d2

37,33 мм

186,67 мм

Ширина зубчатого венца

Шестерни b1

Колеса b2

50

45

Число зубьев

Шестерни z1

Колеса z2

24

120

Диаметр окружности вершин зубьев

Шестерни da1

Колеса da2

40,37 мм

189,67 мм

Вид зубьев косозубая

Диаметр окружности впадин зубьев

Шестерни df1

Колеса df2

33,73 мм

183,07 мм

Проверочный расчёт
Параметры Допускаемые значения Расчетные значения примечания

Контактное напряжение

σH МПа

493 450,1 Недогрузка 8,7%
напряжение изгиба МПа

σF1

294 110,1 Недогрузка

σF2

256 123,8 Недогрузка

Страницы: 1, 2


рефераты скачать
НОВОСТИ рефераты скачать
рефераты скачать
ВХОД рефераты скачать
Логин:
Пароль:
регистрация
забыли пароль?

рефераты скачать    
рефераты скачать
ТЕГИ рефераты скачать

Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, рефераты на тему, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое.


Copyright © 2012 г.
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна.