Автор: Пользователь скрыл имя, 19 Января 2012 в 14:06, курсовая работа
Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, заключенный в отдельный закрытый корпус. Редуктор
предназначен для понижения числа оборотов и, соответственно, повышения крутящего момента.
Редукторы делятся по следующим признакам:
- по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:
- по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляется
одной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые:
- по типу зубчатых колес - на цилиндрические, конические, или коническо-
цилиндрические;
- по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные,
вертикальные, наклонные:
- по особенностям кинематической схемы " на развернутую, соосную с раздвоенной ступенью.
Введение
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
1.1. Кинематическая схема редуктора
1.2. Определение КПД редуктора
1.3. Определение требуемой мощности электродвигателя
1.4. Выбор электродвигателя
1.5. Определение передаточного числа
1.6. Вычисление вращающего момента на быстроходном валу
2.Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев, определение допускаемых напряжений
2.1. Определение марки материала
2.2. Определение допускаемых напряжений на выносливость зубьев
Определение параметров зубчатой передачи
3.1. Определение межосевого расстояния
3.2. Определение нормального модуля зацепления
3.3. Определения числа зубьев шестерни и колеса
3.4. Уточнение расчетных значений
3.5. Определение размера окружного модуля
3.6. Определение делительных диаметров, диаметров вершин и
впадин зубчатого колеса и шестерни
3.7. Уточнение межосевого расстояния
3.8. Определение ширины венца зубчатого колеса
4.Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении
4.1. Определение окружного модуля и степени точности передачи
4.2. Вычисление сил, действующих в зацеплении
Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев
5.1. Определение напряжения на контактную выносливость зубьев
5.2. Определение выносливости зубьев при изгибе
5.3. Вычисление эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса
6. Расчёт валов, конструктивные размеры зубчатой пары
6.1. Определение диаметров быстроходного вала
6.2. Определение диаметров тихоходного вала
6.3. Конструктивные размеры зубчатого колеса
7. Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора
8. Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и
компоновка редуктора
8.1. Определение внутреннего зазора
8.2. Определение внутренних расстояний
8.3. Определение длины выходных концов валов
8.4. Назначение типа подшипников качения и определение
конструктивных размеров подшипниковых узлов
8.5. Определение расстояния а1 и а2
9. Расчёт ременной передачи от двигателя к редуктору
10. Проверка прочности валов
10.1. Проверка прочности быстроходного вала
11. Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений
11.1. Выбор шпонок на быстроходном валу
11.2. Выбор шпонок на тихоходном валу
12. Выбор подшипников
12.1. Выбор подшипников на быстроходном валу
13. Выбор сорта масла
14. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора
15. Литература
Крu=1…1,65
Принимаем Крu=1,5
Определение реакции опор в вертикальной плоскости ZOY от сил Fr и Fa.
Диаметр быстроходного вала dw . Вал нагружен силами:
Ft-окружная сила.
Fr-радиальная сила.
Fa-осевая сила.
Fd-сила
давления на опоры валов ременной передачи
а
,
yв=
yв=
Н
-yа
yа=
yа= кН
Проверка: Fу=0 yа+ув-Fr-Fg=0
10364-3451-663-6250=0
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости XOZ от силы Ft
Xa=Xb=Ft/2=3,8/2=1,9 кН
Определение размера изгибающих моментов в характерных точках А и В.
В плоскости YOZ Ma=Мd=0
Мс =-уа Нм
Мс =ув Нм
Мв=-Fd Нм
М(Fr;Fa)max=393,832 Нм
Ма=Мd=0
Мс=-ха к Н
Определение крутящего момента:
Т=Т
Выбираем масштаб и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов рис.6
Вычисление наибольшего напряжения изгиба и крутящего для опасного сечения С быстроходного вала.
Определим суммарный изгибающий момент.
Ми= =397,6 Нм (82)
Где: Ми-суммарный изгибающий момент.
Wx-полярный изгибающий момент.
МПа
Определим эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений и сравним его с допустимым значением.
= 68 МПа
68
68 Условие прочности.
Проверку прочности
тихоходного вала производить я
считаю нецелесообразно т.к я
проверил прочность более нагруженного
быстроходного вала. Условие прочности
для которого нормальные
Информация о работе Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования (по отраслям)