Вход

Техническая механика

Курсовая работа по транспорту
Дата добавления: 24 мая 2011
Язык курсовой: Русский
Word, rtf, 2.4 Мб
Курсовую можно скачать бесплатно
Скачать
Данная работа не подходит - план Б:
Создаете заказ
Выбираете исполнителя
Готовый результат
Исполнители предлагают свои условия
Автор работает
Заказать
Не подходит данная работа?
Вы можете заказать написание любой учебной работы на любую тему.
Заказать новую работу
Введение 4 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5 2 Расчёт зубчатой передачи 7 3 Предварительный расчёт валов редуктора 16 4 Конструктивные размеры зубчатой пары 19 5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора 20 6 Подбор подшипников 22 7 Проверка прочности шпоночных соединений 28 8 Уточнённый расчёт валов 29 9 Выбор посадок 34 10 Смазка редуктора 35 11 Описание конструкции и сборки редуктора 36 12 Технико-экономические показатели 37 Заключение 40 Список литературы 41 Приложение. Спецификация КП 2 -37 01 06. 05 . 00. ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Разраб. Гореньчик А. Ю Горизонтальный конический прямозубый редуктор Лит. Лист Листов Провер. Сягаева О.М у 3 44 Т. контр. МГАК 061 -У Н. контр. Утв. Введение Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов. Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения. Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор – механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов. КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 4 Изм Лист № докум Подп. Дата 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 1.1 Составляем кинематическую схему 1.2 Определяем общий КПД редуктора з = з 3 · з п 2 [5,с.5] где з 3 – КПД пары прямозубых конических зубчатых колёс; з 3 =0,96 [5,с.5]; з п – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения; з п =0,99 [5,с.5]. з =0,96·0,99І=0,94 1.3 Определяем мощность на ведущем валу з = Р 2 /Р 1 Р 1 = Р 2 / з Р 1 =3,84 / 0,94= 4,09 кВт 1.4 Определяем частоту вращения ведомого вала U = n 1 / n 2 n 2 = n 1 / U n 2 = 14 50 / 2,8 = 517,86 мин -1 КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 5 Изм Лист № докум Подп. Дата 1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным, поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой. Р 1 = 4,09 кВт; n 1 = 1445 мин -1 . Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке[2,с.5]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается +3%[5,с.8]. Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р 1 и с угловой скоростью близкой к n 1 . Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип 100 L 4 , для которого: Р дв =4 кВт; n дв = 1430 мин -1 ; d дв =28 мм. Окончательно принимаем Р 1 =4 кВт. 1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора: ( n дв – n 1 )/ n дв ·100% ( 1430-1450 ) /1430·100%= -1 ,4 % Принимаем n 1 = 1430 мин -1 . 1.7 Определяем мощность на ведомом валу: Р 2 =Р 1 · з Р 2 = 4·0,94 =3,76 кВт 1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора U= n 1 /n 2 n 2 = n 1 /U n 2 = 1430 / 2,8 = 510,71 мин -1 1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Т е1 и Т е2 Т е1 = 9,55· Р 1 / n 1 Т е1 = 9,55·4·1000 / 1430 = 26,7 Н·м Т е2 = Т е1 · U · з Т е2 = 26,7·2,8 ·0,94= 70 ,3 Н·м КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 6 Изм Лист № докум Подп. Дата 2 Расчёт зубчатой передачи 2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жестких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колес осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. Принимаем для шестерн сталь 40х , для колеса – сталь 50 Так как передаваемая мощность невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более НВ 350. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число больше числа нагружений зубьев колес, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материалы колеса. НВ 1 = НВ 2 + (20…70) [6,с.48] Для выполнения этой рекомендации назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100 мм, а колеса 300мм. Шестерн я: сталь 40х ; термообработка – улучшение; НВ 1 =230-260 Принимаем: НВ 1 =250 ; у у = 550 МПа; у u = 850 МПа[5,с.34]. Колесо: сталь 50 ; термообработка – нормализация; НВ 2 =220 [4,с.173]. Принимаем: НВ 2 = 220 ; у у = 350 МПа; у u = 640 МПа[5,с.34]. НВ 1 – НВ 2 = 250-220 = 30 что соответствует указанной рекомендации. 2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчёте на контактную усталость у нр = ((у н lim в · Z N ) / ) S H ) · Z R · Z V · Z L · Z X [1,с.14] где у н lim в – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. у н lim в = 2· НВ + 70 [1,с.27] КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 7 Изм Лист № докум Подп. Дата у н lim в1 = 2· 250 + 70 = 570 МПа у н lim в2 = 2·220 + 70 = 510 МПа Z N – коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N N больше базового N o , то Z N =...[5,с.33]; Z V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; Z R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Z L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала; Z X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. ГОСТ 21357-87 рекомендует для колёс d ‹1000 мм принимать Z R · Z V · Z L · Z X = 0,9 [1,с.57] S H – коэффициент запаса прочности. Для нормализованных и улучшенных сталей S Н = 1,1 [1,с.24]. у нр1 = 570·1/1,1·0,9 = 466 МПа у нр2 =510·1/1,1·0,9 = 417 МПа В качестве расчётного значения для конических передач принимаем: у нр = у нр2 = 417 МПа 2.1.3 Определяем допускаемые изгибающие напряжения при расчете на усталость у FP = у Flim в · Y N / S Fmin · Y R · Y X · Y д [1,с.5] где у Flim в – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений. у F lim в = 1,8 · НВ [5,с.45] у F lim в1 = 1,8 · 250 = 450 МПа у F lim в2 = 1,8 · 220 = 396 МПа S Fmin – минимальный коэффициент запаса прочности; S Fmin = 1,4 ... 1,7 [1,с.35]; Принимаем: S Fmin = 1,7 Y N – коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов; КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 8 Изм Лист № докум Подп. Дата Y N = 1 [5,с.45]; Y R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности; Y R = 1 [5,с.46]; Y X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. При d а
© Рефератбанк, 2002 - 2017