ГОТОВЫЕ ДИПЛОМНЫЕ РАБОТЫ, КУРСОВЫЕ РАБОТЫ, ДИССЕРТАЦИИ И РЕФЕРАТЫ

курсовая работа
Автор	ошибка
Вуз (город)	КИТ
Количество страниц	23
Год сдачи	2008
Стоимость (руб.)	1500
Содержание	Содержание Введение 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет 2 Расчет быстроходной зубчатой передачи 3 Расчет тихоходной зубчатой передачи 4 Предварительный расчет валов 5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес 6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора 7 Проверка прочности шпоночных соединений 8 Подбор подшипников и проверка их долговечности 9 Уточненный расчет валов 10 Выбор муфты 11 Смазка 12 Список использованных источников Введение Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Рис. 1 Схема привода 1.1 КПД привода η =η 12 • η2 3 , где η1 = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи η2 = 0,99 - кпд. пары подшипников качения [1, стр.61 табл.7] η = 0,972 • 0,973 = 0,93 1.1 Мощность на валу исполнительного устройства Ρ3 = Т ИМ • = 0,014 • 8,4 = 0,12 кВт Требуемая мощность электродвигателя По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 132S2 мощностью Рэ=0,5 кВт и nd =1455 об/мин 1.2 Передаточное число привода. 1.3 Передаточное число тихоходной передачи [2 стр.3 табл.1.3] Тогда для быстроходной передачи Принимаем u1=9, тогда 1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов. n1 = nd =1455 об/мин 1.6 Крутящие моменты на валах Т2 = Т1 • u1 • η1 • η2 =0,86 • 9 • 0,99 • 0,97 = 7,4 Н•м Т3 = Т2 • u2 • η1 3 =7,4 • 10,8 • 0,993 = 77,5 Н•м 2 Расчет быстроходной зубчатой передачи 2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 45; термообработка – улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45…50. 2.2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев [3,стр.189] Принимаем коэффициент [3,стр.189] Тогда По графику IV [3,стр.186 табл.12.18] находим при НВ>350 и Ψbd=1,6 коэффициент Кнβ=1,22 Допускаемые контактные напряжения [3, стр.185] При поверхностной закалке колес δнlimb = 1,7 HRC+200 [3, стр.185 табл.12.4] При δнlimb = 1,7 • 47,5+200=1008 МПа Коэффициенты ΖR = 0,95; ΖV = 1; SН = 1,1 [3,стр.187] При длительной работе и постоянной нагрузке коэффициент КНL= 1 [3, стр.188 рис.12.20] Тогда: Модуль передачи m=(0,1…0,2) аW= (0,1…0,2)88=0,88…1,76 мм Принимаем m = 2 мм Сумма зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни Принимаем Ζ1 = 18, тогда Ζ2 = Ζ1 • u1 = 18 • 9 =72 Принимаем Ζ2 = 72 Действительное передаточное число Окончательное межосевое расстояние 2.3 Размеры шестерни и колеса d1= m z1= 2 •18 = 36 мм da1= d1+2m = 36+2 • 2= 40 мм d2= m z2= 2 • 72 = 144 мм da2= d2+2m = 144+2 • 2 = 148 мм b2= Ψba • αw = 0,315 • 90 = 28,4 мм Принимаем b2 = 30 мм b1 = b2 + 5мм = 30+5=35 мм 2.4 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб [3, стр.191] Коэффициент формы зуба при Ζ1 = 18 УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23] Коэффициенты Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193] Окружная скорость в передаче При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17] КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5] При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18] Допускаемое напряжение изгиба [3,стр.194] Для закаленных колес [лит.3,стр.195 табл.12.6] Коэффициент динамичности при V=2,4м/с и 8-й степени точности КFV = 1,06 [3,стр.195 табл.12.5] При односторонней нагрузке КFС = 1 [3,стр.194] Коэффициент безопасности SK=1,7 [3,стр.194] При длительной работе и постоянной нагрузке КFL=1 [3,стр.194] Прочность передачи достаточна. 3 Расчет тихоходной зубчатой передачи 3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи. [3,стр.189] Принимаем коэффициент [3,стр.189] Тогда По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22 Модуль передачи m=(0,1…0,2)aW = (0,1…0,2)149=1,49…2,98 мм Принимаем m = 2 мм Сумма зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни Принимаем Ζ3 = 26, тогда Ζ4 = Ζ3 • u2 =123,5 Принимаем Ζ4 = 124 Действительное передаточное число Окончательное межосевое расстояние 3.2 Размеры шестерни и колеса d3= m z3= 2 •26 = 52 мм da3= d3+2m = 52+2 • 2= 56 мм d4= m z4= 2 • 124 = 248 мм da4= d4+2m = 248+2 • 2 = 252 мм b4= Ψba • αw = 0,315 • 150 = 47,25 мм Принимаем b4 = 50 мм b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм 3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб [3, стр.191] Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26 УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23] Коэффициенты Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193] Окружная скорость в передаче При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17] КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5] При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18] пункт 2.4 Прочность передачи достаточна. 4 Предварительный расчет валов 4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению. 4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм 4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм 4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм 5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес 5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом 5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки. Диаметр ступицы dCT=1,6 d2˝=1,6 • 40 =64 мм Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм Длина ступицы lCТ=1,2 • d2˝=1,2 • 40 = 48 мм Толщина обода S0=(2,5…4)m=(2,5…4) •2=5…8 Принимаем S0=10 Толщина диска C= 0,3b2= 0,3 • 30 = 9 мм Принимаем С=10 мм 5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки. Диаметр ступицы dCT=1,6 d3˝=1,6 мм • 65 = 104 мм Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм Длина ступицы lCТ=1,2 • d3˝=1,2 • 65 = 75 мм Толщина обода S0=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8 Принимаем S0= 10 мм Толщина диска C=0,3b4 = 0,3 • 50 = 15 мм Принимаем С =15 мм. 6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора 6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора δ = 0,025αw+1 = 0,025• 150 + 1 = 4,73 мм Принимаем δ = 8 мм Толщина фланца корпуса и крышки b = 1,5δ = 1,5•8 = 12 мм Толщина нижнего пояса корпуса p = 2,35δ = 2,35 • 8 = 18,8 мм Принимаем р = 20 мм Диаметр фундаментных болтов d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) •142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм Принимаем d1=16 мм Диаметры болтов крепления крышки с корпусом d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) •16=8 ÷ 10 мм Принимаем d2=10 мм
Список литературы	. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» 1979г. 2. «Техническая механика» методическое указание 1982г. 3. П.Г. Гузенков «Детали машин» 1969г.
Выдержка из работы	3 Расчет тихоходной зубчатой передачи 3.1 Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи. [3,стр.189] Принимаем коэффициент [3,стр.189] Тогда По графику IV (лит.3,стр.186 табл.12.18) находим при НВ>350 и Ψbd=0,9 коэффициент Кнβ=1,22 Модуль передачи m=(0,1…0,2)aW = (0,1…0,2)149=1,49…2,98 мм Принимаем m = 2 мм Сумма зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни Принимаем Ζ3 = 26, тогда Ζ4 = Ζ3 • u2 =123,5 Принимаем Ζ4 = 124 Действительное передаточное число Окончательное межосевое расстояние 3.2 Размеры шестерни и колеса d3= m z3= 2 •26 = 52 мм da3= d3+2m = 52+2 • 2= 56 мм d4= m z4= 2 • 124 = 248 мм da4= d4+2m = 248+2 • 2 = 252 мм b4= Ψba • αw = 0,315 • 150 = 47,25 мм Принимаем b4 = 50 мм b3 = b4 + 5мм = 50+5=55 мм 3.3 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб [3, стр.191] Коэффициент формы зуба при Ζ3 = 26 УF= 3,88 [3,стр.192 табл.12.23] Коэффициенты Уε=1 и Уβ=1 [3, стр.193] Окружная скорость в передаче При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициенты КFL = 1,2 [3,стр.184, табл.12.17] КFV = 1,04 [3,стр.195, табл.12.5] При коэффициент КFβ =1,25 [3,стр.186, табл.12.18] пункт 2.4 Прочность передачи достаточна. 4 Предварительный расчет валов 4.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению. 4.2 Диаметр выходного конца ведущего вала При диаметре вала выбранного электродвигателя dЭ=32 мм принимаем d1=30 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11=35 мм 4.3 Диаметр под подшипники промежуточного вала Принимаем d21=25 мм и под ступицу зубчатых колес d2˝=30 мм 4.4 Диаметр выходного конца ведомого вала Принимаем d3=22 мм, под подшипники d31=25 мм и под ступицу зубчатого колеса d3˝=34 мм 5 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес 5.1 Шестерня Ζ1 выполняется заодно целое с валом 5.2 Колесо Ζ2 выполняется из поковки. Диаметр ступицы dCT=1,6 d2˝=1,6 • 40 =64 мм Принимаем диаметр ступицы dСТ = 64 мм Длина ступицы lCТ=1,2 • d2˝=1,2 • 40 = 48 мм Толщина обода S0=(2,5…4)m=(2,5…4) •2=5…8 Принимаем S0=10 Толщина диска C= 0,3b2= 0,3 • 30 = 9 мм Принимаем С=10 мм 5.3 Колесо Ζ4 выполняется из поковки. Диаметр ступицы dCT=1,6 d3˝=1,6 мм • 65 = 104 мм Принимаем диаметр ступицы dСТ = 104 мм Длина ступицы lCТ=1,2 • d3˝=1,2 • 65 = 75 мм Толщина обода S0=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8 Принимаем S0= 10 мм Толщина диска C=0,3b4 = 0,3 • 50 = 15 мм Принимаем С =15 мм. 6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора 6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора δ = 0,025αw+1 = 0,025• 150 + 1 = 4,73 мм Принимаем δ = 8 мм Толщина фланца корпуса и крышки b = 1,5δ = 1,5•8 = 12 мм Толщина нижнего пояса корпуса p = 2,35δ = 2,35 • 8 = 18,8 мм Принимаем р = 20 мм Диаметр фундаментных болтов d1=(0,03÷0,036)αw+ 12 = (0,03÷0,036) •142+12 =16,1 ÷ 17,3 мм Принимаем d1=16 мм Диаметры болтов крепления крышки с корпусом d2=(0,05÷0,6)d1 = (0,5÷0,6) •16=8 ÷ 10 мм Принимаем d2=10 мм 7 Проверка прочности шпоночных соединений. 7.1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Прочность соединений проверяется по формуле [3,стр.107] 7.2 Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d1=22 мм выбираем шпонку с параметрами b • h • l = 8 • 7• 30; t = 4 мм Применяем чугунную полумуфту [3,стр.108] 7.3 Для крепления зубчатого колеса Z2 и шестерни Z3 при d2˝=40мм выбираем шпонку b • h • l = 12• 8• 40; t1 = 5 мм Для стальной ступицы [3,стр.108] 7.4 Для соединения зубчатого колеса Z4 при d3˝=30мм выбираем шпонку b • h • l = 6• 6• 30; t1 = 5 мм 7.5 Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d3=22мм выбираем шпонку b • h • l = 6• 6• 30; t1 = 5 мм 7.6 Прочность шпоночных соединений достаточна