Расчет цилиндрического косозубого редуктора

Автор: Пользователь скрыл имя, 25 Декабря 2010 в 00:37, курсовая работа

Описание работы

Редуктором называют механизм, выполненный в виде самостоятельного агрегата с целью понижения частоты вращения ведущего вала и увеличение вращающего момента на ведомом валу.
Основными частями редуктора являются: корпус, крышка корпуса, валы, зубчатые колеса, подшипники (качения или скольжения), болты, шпонки и прокладки. Корпус в редукторах герметичен.

Содержание

Введение 4
1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода 5
2 Расчес зубчатой передачи 10
3 Предварительный расчет валов 19
4 Конструктивные размеры зубчатой пары 23
5 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора 25
6 Подбор и проверочный расчет шпонок 31
7 Подбор подшипников 35
8 Эскизная компоновка редуктора 40
9 Уточненный расчет валов 41
10 Смазка редуктора 52
11 Сборка редуктора 53
Литература

Работа содержит 33 файла

Thumbs.db

— 27.50 Кб (Скачать)

~$раздел.doc

— 162 байт (Открыть, Скачать)

~$СЧЕТНАЯ СХЕМА.DOC

— 162 байт (Скачать)

~$аздел1.doc

— 162 байт (Скачать)

Важно!!!!.txt

— 115 байт (Скачать)

Настройки.doc

— 172.50 Кб (Открыть, Скачать)

Введение.doc

— 31.00 Кб (Открыть, Скачать)

Ведомость.doc

— 45.00 Кб (Открыть, Скачать)

Договор.doc

— 45.50 Кб (Открыть, Скачать)

Документ Microsoft Word (2).doc

— 172.50 Кб (Открыть, Скачать)

Литеретура.doc

— 26.00 Кб (Открыть, Скачать)

Появилась новая общественная организация вегетарианцев.doc

— 33.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 10.doc

— 34.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 11.doc

— 28.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 2.doc

— 195.50 Кб (Скачать)
         

        2. Расчет зубчатой  передачи 

        2.1 Выбираем материал  шестерни и колеса, а также их термообработку. 

        2.1.1. Для шестерни: материал  сталь 45 с термообработкой улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ (285,5 НВср); Dпред = 80 мм, Sпред = 50 мм. 

        2.1.2 Для колеса: материал  сталь 45 с термообработкой улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ (248,5 НВср); Dпред = 125 мм, Sпред = 80 мм. 

        2.2. Определяем допускаемые  контактные и изгибные  напряжения. 

        [σ]H=KHL*[σ]Ho,,                                   (2.1) 

        [σ]F=KFL*[σ]Fo,,                                   (2.2) 

        где KHL = KFL коэффициенты циклической долговечности. По [2] KHL = KFL = 1;

            [σ]Ho допускаемое контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений, МПа;

            [σ]Fo допускаемы контактные напряжения изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжения, МПа. 

        2.2.1 По [2]  

        [σ]Ho = 1.8 НВср + 67                                   (2.3) 

        [σ]Fo = 1,03 НВср                                    (2.4) 

        2.2.1.1. По формулам (2.3) и  (2.4) рассчитываем  численные значения 

        2.2.1.1.1. Для шестерни 

        [σ]Ho = 1.8*285.5 + 67 = 580,9 МПа 

        [σ]Fo = 1,03*285,5 = 294,06 МПа 

        2.2.1.1.2. Для колеса

        
  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
        σ]Ho = 1.8*248,5 + 67 = 514,3 МПа 

        [σ]Fo = 1,03*248,5 = 256 МПа 

        2.2.2. Рассчитываем численные значения допускаемых контактных и изгибных напряжений. 

        2.2.2.1. Для шестерни 

        [σ]H=1*580,9 = 580,9 МПа 

        [σ]F=1*248,5 = 248,5 МПа 

        2.2.2.2. Для колеса 

        [σ]H=1*514,3 = 514,3 МПа 

        [σ]F=1*256 = 256 МПа 

        2.3 Определяем межосевое расстояние передачи 

         ,                    (2.5) 

        где  - коэффициент неравномерной нагрузки по длинне зуба. По [2] принимаем =1;

              - коэффициент ширины венца колеса. Пo [2] принимаем = 0,4. 

        2.3.1 Рассчитываем численное  значение межосевого  расстояния 

        

мм 

        2.3.2. По [2] принимаем 112 мм 

        2.4. Определяем предельные размеры колеса

        
  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
       2.4.1 Определяем диаметр  

        ,                                     (2.6) 

       

мм 

       2.4.2. Определяем ширину  

        ,                                      (2.7) 

       

мм 

       2.5. определяем модуль зацепления 

        ,                             (2.8) 

       где Km вспомогающий коэффициент. По [2] принимаем Km = 5,8 

       2.5.1 Рассчитываем численное  значение модуля зацепления 

       

мм 

       2.5.1.2. По [2] принимаем 1,25 мм 

       2.6. Определяем угол наклона зубьев и их число 

       2.6.1. Определяем угол  наклона 

        ,                                  (2.9) 

       2.6.1.2. Рассчитываем угол наклона 

       

       
  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
        2.6.2. Определяем суммарное  число зубьев 

         ,                            (2.10)  

        

 

        2.6.3. Определяем угол  наклона 

         ,                               (2.11) 

        

 

        2.6.4. Определяем число зубьев на шестерне 

         ,                                  (2.12) 

        

 

        принимаем Z1 =31 

        2.6.5. Определяем число  зубьев на колесе 

         ,                             (2.13) 

        

 

        2.7. определяем фактическое  передаточное чило 

         ,                                (1.14) 

        

  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
        2.7.1. Определяем расхождение  между Uф и Uз  

        

,  

        

< 5% что допустимо 

        2.8 Определяем фактические основные геометрические размеры передачи 

        2.8.1. Определяем диаметр  шестерни 

         ,                              (2.15) 

       

мм 

       2.8.2. Определяем диаметр  колеса 

       

,
 

       

мм 

       2.8.3. Определяем диаметр  вершин шестерни 

       da1 = d1 + 2m,                            (2.16) 

       da1 = 39 + 2*1.25 = 42 мм 

       2.8.4. Определяем диаметр  вершин колеса 

       da2 = d2 + 2m, 

       da2 = 186 + 2*1,25 = 189 мм 

       2.8.5. Определяем диаметр  впадин шестерни 

       
  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
       df1 = d1 2.5m,                            (2.17) 

       df1 = 39 - 2.5*1.25 = 36 мм 

       2.8.6. Определяем диаметр впадин колеса 

       df2 = d2 2.5m, 

       df2 = 186 - 2.5*1,25 = 183 мм 

       2.8.7. Определяем межосевое  расстояние 

        ,                           (2.18) 

       

 мм 

       2.8.8. Определяем ширину колеса 

        

, 

       

мм 

       2.8.9 Определяем ширину шестерни 

       b1 = b2 + 4,                              (2.19) 

       b1 = 45 + 4 = 49 мм 

       2.9. Определяем пригодность заготовки 

       2.9.1 По диаметру шестерни 

       Dзаг = da1 + 6мм Dпренд. , 

       Dзаг = 42 + 6 = 48 80 мм 

       что допустимо 

       2.9.2. По толщине колеса

       
  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
        Sзаг = b2 + 4мм Sпред , 

        Sзаг = 45 + 4 = 49 80 мм 

       что допустимо  

       Вывод: заготовка пригодна к использованию 

       2.10. Определяем окружную скорость колес и назначаем степень точности 

        ,                           (2.20) 

       

м/с 

       По [2]  назначаем степень  точности 8 ст.т. 

       2.11. Определяем силы  зацепления 

       2.11.1. Определяем окружную силу 

        ,                           (2.21) 

       

Н 

       2.11.2. Определяем радиальную  силу 

        ,                         (2.22) 

       где αw угол зацепления По [2] принимаем αw = 200. 

       

Н 

       2.11.3. Определяем продольную  силу 

  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
         ,                           (2.23) 

       где β угол наклона зубьев относительно оси вало. По [2] принимаем β =100. 

       

Н 

       2.12. Делаем проверку  зубьев на контактные  напряжения 

        ,   (2.24) 

       где Кнα коэффициент учитывающий распределенною нагрузку  между зубьями. По [2] принимаем Кнα = 1,04;

           Кнv коэффициент циклической нагрузки. По [2] принимаем Кнv = 1.02 

        

МПа 

        2.12.1. Определяем недогрузку 

        

 

        

 

        что допустимо 

        2.13. Выполняем проверку зубьев по напряжениям изгиба 

        2.13.1. Для колеса 

         ,    (2.25) 

        где - коэффициент динамической нагрузки в зацеплении. По [2] принима-

  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 
 
ем  = 1,2;

             - коэффициент распределенный  нагрузки между зубьями. По [2] принимаем = 0,81;

             - коэффициент формы зуба колеса. По [2] принимаем = 3,9 

        

МПа 

        что допустимо 

        2.13.2. Для шестерни 

         ,                    (2.26) 

        где - коэффициент формы зуба шестерни. По [2] принимаем = 3,63 

        

МПа 

        что допустимо. 

        2.14. Вывод: Прочность  зубьев по контактным  зубьям и напряжениям  изгиба обеспечивается

  МГПК. Дн. 2-360901. 10. 000ПЗ. Лист
 

Раздел 3.doc

— 111.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 4.doc

— 54.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 5.doc

— 89.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 6.doc

— 80.50 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 7.doc

— 96.50 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 8.doc

— 36.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 9,1.doc

— 158.50 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел 9,2.doc

— 136.00 Кб (Открыть, Скачать)

Раздел1.doc

— 616.50 Кб (Открыть, Скачать)

РАСПИСКА О ПОЛУЧЕНИИ ЗАДАТКА.doc

— 38.00 Кб (Открыть, Скачать)

Содержание.doc

— 50.50 Кб (Открыть, Скачать)

Спец пуст.doc

— 140.00 Кб (Открыть, Скачать)

Спецификация.doc

— 157.50 Кб (Открыть, Скачать)

Титульник.doc

— 28.00 Кб (Открыть, Скачать)

GOST_A.TTF

— 44.42 Кб (Скачать)

Установка.txt

— 103 байт (Скачать)

Эпюра 1.doc

— 85.50 Кб (Открыть, Скачать)

Эпюра 2.doc

— 86.00 Кб (Открыть, Скачать)

Информация о работе Расчет цилиндрического косозубого редуктора