Автор: Пользователь скрыл имя, 09 Декабря 2011 в 02:28, курсовая работа
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
1 Введение 3
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 7
4 Расчёт 2-й зубчатой конической передачи 11
4.1 Проектный расчёт 11
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 14
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 14
5 Расчёт 3-й цепной передачи 18
6 Предварительный расчёт валов 22
6.1 Ведущий вал. 22
6.2 2-й вал. 22
6.3 Выходной вал. 22
7 Конструктивные размеры шестерен и колёс 24
7.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 24
7.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 24
7.3 Коническая шестерня 2-й передачи 24
7.4 Коническое колесо 2-й передачи 24
7.5 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 25
7.6 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 25
8 Проверка прочности шпоночных соединений 26
8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 26
8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 26
8.3 Шестерня 2-й зубчатой конической передачи 26
8.4 Колесо 2-й зубчатой конической передачи 27
8.5 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 27
8.6 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 28
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 30
10 Расчёт реакций в опорах 31
10.1 1-й вал 31
10.2 2-й вал 31
10.3 3-й вал 32
11 Построение эпюр моментов валов 33
11.1 Расчёт моментов 1-го вала 33
11.2 Эпюры моментов 1-го вала 34
11.3 Расчёт моментов 2-го вала 35
11.4 Эпюры моментов 2-го вала 36
11.5 Расчёт моментов 3-го вала 37
11.6 Эпюры моментов 3-го вала 38
12 Проверка долговечности подшипников 39
12.1 1-й вал 39
12.2 2-й вал 40
12.3 3-й вал 41
13 Уточненный расчёт валов 43
13.1 Расчёт 1-го вала 43
13.2 Расчёт 2-го вала 44
13.3 Расчёт 3-го вала 46
14 Тепловой расчёт редуктора 48
15 Выбор сорта масла 49
16 Выбор посадок 50
17 Технология сборки редуктора 51
18 Заключение 52
19 Список использованной литературы 53
Pa1 = S2 + Fa = 2225,892 + 464,215 = 2690,107 H.
Pa2
= -S2
= -2225,892 H;
Эквивалентная
нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ
= (Х x
V x
Pr1
+ Y x
Pa1) x
Кб x
Кт,
где - Pr1 = 7463,753 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Pa1 / (Pr1 x V) = 2690,107 / (7463,753 x 1) = 0,36 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,94.
Тогда: Pэ = (0,4 x 1 x 7463,753 + 1,94 x 2690,107) x 1,6 x 1 = 13813,851 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)10/3 = (100000 / 13813,851)10/3 = 733,867 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n1) = 733,867 x 106 / (60 x 365,625) = 33452,627 ч,
что больше 10000
ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85
(см. также стр.307[1]), здесь n1 = 365,625 об/мин - частота вращения
вала.
Рассмотрим
подшипник второй опоры:
Отношение Pa / (Pr2 x V) = 2225,892 / (8650,959 x 1) = 0,257 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 8650,959 + 0 x 2225,892) x 1,6 x 1 = 13841,534 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)10/3 = (100000 / 13841,534)10/3 = 728,986 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n1) = 728,986 x 106 / (60 x 365,625) = 33230,131 ч,
что больше 10000
ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85
(см. также стр.307[1]), здесь n1 = 365,625 об/мин - частота вращения
вала.
Выбираем
подшипник роликовый конический
однорядный (по ГОСТ 333-79) 7312 средней
серии со следующими параметрами:
d
= 60 мм - диаметр вала (внутренний
посадочный диаметр подшипника)
D = 130 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 128 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co
= 96,5 кН - статическая грузоподъёмность.
a = 12 Н.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 2307,347 H;
Pr2
= 6651,589 H.
Отношение Fa / Co = 1160,561 / 96500 = 0,012; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,3. Здесь Fa = 1160,561 Н - осевая сила, действующая на вал.
В
радиально-упорных подшипниках
S1 = 0.83 x e x Pr1 = 0.83 x 0,3 x 2307,347 = 574,529 H;
S2
= 0.83 x
e x
Pr2
= 0.83 x
0,3 x
6651,589 = 1656,246 H.
Тогда
осевые силы действующие на подшипники,
установленные враспор, будут равны
(см. стр. 216[1]):
Pa1 = S1 = 574,529 H;
Pa2
= -(S1
+ Fa)
= -(574,529 + 1160,561) = -1735,09 H.
Эквивалентная
нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ
= (Х x
V x
Pr1
+ Y x
Pa1) x
Кб x
Кт,
где - Pr1 = 2307,347 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Pa1 / (Pr1 x V) = 574,529 / (2307,347 x 1) = 0,249 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 2307,347 + 0 x 574,529) x 1,6 x 1 = 10642,542 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)10/3 = (128000 / 10642,542)10/3 = 3986,104 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n2) = 3986,104 x 106 / (60 x 146,25) = 454256,866 ч,
что больше 10000
ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85
(см. также стр.307[1]), здесь n2 = 146,25 об/мин - частота вращения
вала.
Рассмотрим
подшипник второй опоры:
Отношение Pa / (Pr2 x V) = 1735,09 / (6651,589 x 1) = 0,261 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 6651,589 + 0 x 1735,09) x 1,6 x 1 = 10642,542 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)10/3 = (128000 / 10642,542)10/3 = 3986,104 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n2) = 3986,104 x 106 / (60 x 146,25) = 454256,866 ч,
что больше 10000
ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85
(см. также стр.307[1]), здесь n2 = 146,25 об/мин - частота вращения
вала.
Выбираем
шарикоподшипник радиальный однорядный
(по ГОСТ 8338-75) 313 средней серии со
следующими параметрами:
d
= 65 мм - диаметр вала (внутренний
посадочный диаметр подшипника)
D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 92,3 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co
= 56 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 827,597 H;
Pr2 = 4768,535 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная
нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ
= (Х x
V x
Pr2
+ Y x
Pa) x
Кб x
Кт,
где - Pr2 = 4768,535 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).