Вход

Расчёт и проектирование конического редуктора с вертикальным валом колеса для привода ковшового элеватора

Рекомендуемая категория для самостоятельной подготовки:
Курсовая работа*
Код 349277
Дата создания 06 июля 2013
Страниц 23
Мы сможем обработать ваш заказ (!) 28 марта в 12:00 [мск]
Файлы будут доступны для скачивания только после обработки заказа.
1 310руб.
КУПИТЬ

Содержание

Содержание

Введение
1. Исходные данные
2. Кинематический расчет.
3. Расчет цилиндрической открытой передачи
4. Расчет конической передачи.
5. Расчет валов редуктора и выбор подшипников
6. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадки
7. Выбор сорта масла
Литература

Введение

Расчёт и проектирование конического редуктора с вертикальным валом колеса для привода ковшового элеватора

Фрагмент работы для ознакомления

KFL – коэффициент долговечности$
поэтому принимаем KFL =1 для колеса и шестерни.
По ([1], табл. 6 прил. 2) для колеса σFO = 1,8·HB = 1,8·240=432 МПа; для шестерни σFO = 1,8·HB = 1,8·270 = 486 МПа.
По ([1], табл. 6 прил. 2) коэффициент безопасности SF =1,75.
Для колеса [σF] = 432/1,75=246 МПа; для шестерни [σF] = = 486/1,75 = 278 МПа.
3.3 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке
По табл. 6 прил. 2 предельные контактные напряжения: для колеса [σН]max = 2,8σт = 2,8·550=1540 Мпа; для шестерни [σН]max = = 2,8·700=1960 МПа.
Предельные напряжения изгиба: для колеса [σF]max = 2,74НВ = 2,74·240=685 Мпа; для шестерни [σF]max = 2,74НВ = 2,74·270 =740 МПа.
3.4. Расчет параметров цилиндрической передачи и проверка их на прочность
Предварительный расчет межосевого расстояния (а) выполняем по формуле:
где u = 4 – передаточное отношение передачи;
- приведенный модуль упругости;
Е1, Е2 – модули упругости зубчатых колес, Т2 = 56,5·103 Нмм, [σн] = 500 МПа.
Коэффициент ширины колеса ψba при симметричном расположении колес относительно опор находится в пределах 0,315…0,5, принимаем предварительно ψba = 0,4 и КHβ = 1,06. Подставляя эти значения, получаем межосевое расстояние:
Округляем межосевое расстояние до стандартного а = 80 мм из 1-го ряда ([1], табл. 10 прил. 2).
Уточняем коэффициент ψba:
(находится ниже допустимого предела), принимаем и находим ширину колеса:
b’w = ψbaa = 0,315·80 = 25,2 мм.
Ширину колеса округляем до ближайшего стандартного значения: b2 = 25 мм.
Ширину шестерни принимаем b1 = b2+5 = 30 мм.
Определяем модуль зубчатой передачи:
m = (0,01…0,02)a = (0,01…0,02) ·80 = 0,8…1,6 мм.
Из нормализованного ряда ([1], табл. 13 прил. 2) выбираем стандартный ближайший модуль: m = 1 мм.
Суммарное число зубьев:
Определяем число зубьев шестерни:
z1 = zΣ/(u+1) = 160/3 = 53,3≈53.
Определяем количество зубьев колеса: z2 = zΣ – z1 = 160–53 = 107.
Определяем делительный диаметр шестерни:
d1 = z1m = 53·1 = 53 мм,
d2 = z2m = 107·1= 107 мм.
Проверяем межосевое расстояние:
aw = 0,5(d1+d2) = 0,5·(53+107) = 80 мм.
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
da1 = d1+2m = 53+2·1 = 55 мм,
da2 = d2+2m = 107+2·1 = 109 мм.
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
df1 = d1–2,5m = 53–2,5·1 = 50,5 мм,
df2 = d2–2,5m = 107–2,5·1 = 104,5 мм.
Фактическое передаточное число: u = z2/z1 = 107/53 = 2,02 (что находится в пределах допустимого отклонения 3%).
Определяем окружную скорость, учитывая, что угловая скорость шестерни определена ранее и составляет 99,4 рад/с:
v = 0,5ω1d1 = 0,5·99,4·0,053 = 2,63 м/с.
Назначаем 8-ю степень точности.
Определяем коэффициент расчетной нагрузки: KH=KHβKHαKHv = =1,07·1,13·1,05 = 1,27, где KHβ, KHα , KHv определяем по ([1], табл. 15 и 28 прил. 2.)
Определяем расчетное значение контактного напряжения:
где коэффициент повышения прочности косозубых передач составляет:
коэффициент торцевого перекрытия εα:
εα = (1,88–3,2(1/z1+1/z2))cos β = (1,88–3,2(1/53+1/107)·1 = 1,79;
коэффициент KHα = 1,13.
Условие контактной прочности выполняется, поэтому ширина колеса не изменяется и равна: b2=25 мм, ширина шестерни b1=b2+5=30 мм.
Силы в зацеплении для прямозубых колес
Окружная сила:
Ft=2T1/d1=2·30·103/53 =1132 H.
Радиальная сила (для стандартного угла α =20°):
Fr=Ft tgα =1132 · 0,364=412 Н.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
Коэффициент формы зуба: для шестерни (количество зубьев z1 = 53) YF1 = 3,65, для колеса (количество зубьев z2 = 107) YF2 = 3,6.
Расчет выполняем по тому колесу, у которого меньше [σF]/YF. В нашем случае для шестерни [σF1]/YF1 = 278/3,65 = 76,1, для колеса: [σF2]/YF2 = 246/3,6=68,3.
Расчет выполняем по колесу.
Рассчитываем коэффициент: KFβ = 0,18+0,82KНβ = 0,18+0,82·1,07 = 1,04.
Для 8-й степени точности KFv =1,4. При этом KF = KFβ· KFv =1,04·1,4 = 1,45.
Определяем коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба:
ZFβ = KFαYβ/ εα = 1,35·1/1,79 = 0,75,
где KFα= 1,35 – коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
Yβ = 1 – β/140 = 1–0/140 = 1 – коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба;
εα = 1,79 – коэффициент торцевого перекрытия (определен выше).
Определяем напряжение изгиба:
Условия прочности соблюдаются.
3.5. Проверочный расчет на заданную перегрузку
Максимальные контактные напряжения:
где коэффициент динамической нагрузки: K=Тпик/Tmax= 2 – принимаем по [3].
Максимальные напряжения изгиба:
Условия прочности соблюдаются.
4. Расчет конической передачи.
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).
Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.
Допускаемые контактные напряжения:
где предельное напряжение для колеса
- коэффициент долговечности;

Список литературы

Литература
1. Детали машин. Проектирование механических передач для оборудования предприятий общественного питания: методические указания к выполнению курсового проекта / [сост.: А.А. Ордин, А.И. Смелягин]. – Новосибирск: СибУПК, 2006. – 108 с..
2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А. В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 334 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., ил.
4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учебн. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.
5. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.
6.Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов .– М.: Машиностроение, 1980.–351 с.
7. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.

Очень похожие работы
Пожалуйста, внимательно изучайте содержание и фрагменты работы. Деньги за приобретённые готовые работы по причине несоответствия данной работы вашим требованиям или её уникальности не возвращаются.
* Категория работы носит оценочный характер в соответствии с качественными и количественными параметрами предоставляемого материала. Данный материал ни целиком, ни любая из его частей не является готовым научным трудом, выпускной квалификационной работой, научным докладом или иной работой, предусмотренной государственной системой научной аттестации или необходимой для прохождения промежуточной или итоговой аттестации. Данный материал представляет собой субъективный результат обработки, структурирования и форматирования собранной его автором информации и предназначен, прежде всего, для использования в качестве источника для самостоятельной подготовки работы указанной тематики.
bmt: 0.00992
© Рефератбанк, 2002 - 2024