Referat.me

Название: Расчет редуктора прямозубого

Вид работы: реферат

Рубрика: Транспорт

Размер файла: 611,01 Kb

Скачать файл: referat.me-338600.docx

Краткое описание работы: Содержание Введение…………………………………………………………………………… 1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода…………………………………………………………………

Расчет редуктора прямозубого

Содержание

Введение……………………………………………………………………………

5

1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой

расчет привода…………………………………………………………………

6

2 Расчет зубчатой передачи редуктора…………………………………

9

3 Проектный расчет валов редуктора…………………………………

15

4 Конструирование зубчатых колес……………………………………

16

5 Эскизная компоновка редуктора………………………………………

17

6 Проверочный расчет подшипников качения…………………….

20

7 проверочный расчет шпоночных соединений………………….

24

8 Проверочный расчет валов редуктора………………………………

25

9 Назначение посадок основных деталей редуктора……………

28

10 Смазка и сборка редуктора………………………………………………

29

Список литературы……………………………………………………………

30


Введение

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода для цепного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1 , одноступенчатого цилиндрического редуктора 3 , цепной передачи 4 и приводного вала 5 . Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая муфта 2 .

Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода PB = кВт и число оборотов ведомого вала привода nB = об/мин.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода конвейера

Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.


1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя

Определяем общий КПД привода

, (1)

где ηм – КПД муфты, принимаем ηм = 0,99;

ηзп – КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем ηзп = 0,97;

ηоп – КПД открытой цепной передачи, принимаем ηоп = 0,93;

ηп – КПД пары подшипников, принимаем ηп = 0,99;

Определяем расчетную мощность электродвигателя, кВт

, (2)

1.2 Выбор электродвигателя

Подбираем электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P ном = 2,2 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P ном = 2,2 кВт

Вариант

Тип

двигателя

Номинальная

мощность, кВт

Частота вращения, об/мин

синхронная

номинальная

1

4A112MA8

2,2

750

710

2

4A100L6

2,2

1000

960

3

4A90L4

2,2

1500

1425

4

4A80B2

2,2

3000

2865

Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей.

Определяем передаточное число привода для первого варианта электродвигателя

, (3)

.

Передаточное число редуктора принимаем u ред = 4, тогда передаточное число открытой передачи составит:

, (4)

.

Аналогично определяем передаточные числа для остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число

Варианты

1

2

3

4

Общее для привода u общ

8,875

12

17,813

35,813

Редуктора u ред

4

4

4

4

Открытой передачи u оп

2,219

3

4,453

8,953

Окончательного выбираем второй вариант электродвигателя. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Результаты энергетического расчета

Параметр

Обозн.

Значение

Тип электродвигателя

4A100L6

Присоединительные размеры, мм

d 1

l 1

28

60

Номинальная мощность электродвигателя, кВт

Рном

2,2

Расчетная мощность электродвигателя, кВт

Рэд

1,845

Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин

n эд

960

Передаточное число привода

u общ

12

Передаточное число редуктора

u ред

4

Передаточное число открытой передачи

u оп

3

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): 1 – быстроходный вал редуктора; 2 – тихоходный вал редуктора; 3 – приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n , мощность Р и вращающий момент Т.

Рисунок 2 – Обозначение валов привода

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем мощность на каждом валу:

Определяем крутящий момент на каждом валу:

Результаты расчетов сводим в таблицу 4

Таблица 4 – Кинематические и силовые параметры привода

№ вала

n , об/мин

Р , кВт

Т , Н·м

Эд.

960

1,845

18,4

1

960

1,808

18

2

240

1,736

69,1

3

80

1,6

191


2 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для шестерни сталь 45, а для колеса сталь 45Л. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5

Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатых колес

Наименование

Марка

стали

Вид ТО

Диаметр

заготовки

Твердость

НВ

Расчетная

твердость НВ

шестерня

45

У

60…90

207…236

210

колесо

45Л

Н

любой

155…195

180

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:

, (5)

Поэтому принимаем HB 1 = 210; H B2 = 180.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

, (7)

где K Н L – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K Н L = 1;

S Н – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S Н = 1,1;

Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ H 1 ], и колеса [σ H 2 ].

Принимаем

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (8)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(9)

где KFL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL = 1;

SF – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

(10)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Определяем межосевое расстояние передачи, мм

, (11)

где Ka – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ka = 49,5 МПа1/3 ;

ψ ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ ba = 0,25;

u ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u ред = 4;

Т 2 – вращающий момент на валу колеса, Т 2 = 69,1 Н∙м;

[σ H ] – допускаемые контактные напряжения, [σ H ] = 390,9 МПа;

K Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K Нβ = 1;

принимаем aw = 120 мм.

По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

(12)

принимаем m = 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

(13)

принимаем z 1 = 24; z 2 = 96.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

; (14)

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом

Определяем делительные диаметры колес, мм

(15)

Уточняем межосевое расстояние

(16)

Определяем рабочую ширину венца колеса

; (17)

принимаем b 2 = 30 мм.

Определяем ширину венца шестерни

; (18)

;

принимаем b 1 = 34 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

(19)

Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

(20)

Определяем окружную скорость колес, м/с

. (21)

В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

, (22)

где K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K = 1;

K Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K Нβ = 1;

K – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K = 1,113;

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач ZH = 1,76;

Z М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z М = 275 МПа1/2 ;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

, (23)

где εα – коэффициент торцевого перекрытия;

; (24)

;

;

.

Недогрузка передачи составляет:

.

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба

при z 1 = 24; YF 1 = 3,938;

при z 2 = 96; YF 2 = 3,602.

Определяем отношения:

Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса

Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

, (25)

где Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ = 1;

KF α – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KF α = 1;

KF β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач KF β = 1;

KF υ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KF υ = 1,274;

Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи

Наименование параметра

Обозн.

Единица

измерения

Значения

шестерня

колесо

Межосевое расстояние

aw

мм

120

Модуль зацепления

m

мм

2

Степень точности по ГОСТ 1643-81

8

Передаточное число

4

Угол наклона зубьев

β

град

0

Число зубьев

z

24

96

Делительный диаметр

d

мм

48

192

Диаметр окружности вершин

da

мм

52

196

Диаметр окружности впадин

df

мм

43

187

Ширина венца

b

мм

34

30


3 Проектный расчет валов

Определение размеров ступеней валов приведено в таблице 7

Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов

Ступень

вала

Вал-шестерня

Вал колеса

1-я

под полумуфту и звездочку цепной передачи

Из расчета на прочность

Из условия установки полумуфты d 1 = 28 мм

принимаем d 1 = 28 мм

Из расчета на прочность

принимаем d 1 = 28 мм

По ГОСТ 12080–66

принимаем l 1 = 42 мм

По ГОСТ 12080–66

принимаем l 1 = 42 мм

2-я

под уплотнение и подшипник

d 2 = d 1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм

принимаем d 2 = 35 мм

d 2 = d 1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм

принимаем d 2 = 35 мм

3-я

для упора подшипника и под колесо

d 3 = d 2 + 3∙r = 35 + 3·2,5 = 42,5 мм

принимаем d 3 = 42 мм

принимаем d 3 = 38 мм

4-я

для упора колеса

d 4 = d 3 + 3∙f = 38 + 3·1,2 = 41,6 мм

принимаем d 4 = 42 мм

Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала

Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала


4 Конструирование зубчатых колес

Рисунок 5 – Конструкция зубчатого колеса

Определяем размеры конструктивных элементов зубчатых колес (рисунок 5)

– диаметр ступицы:

принимаем d ст = 65 мм;

– длина ступицы:

принимаем l ст = 40 мм;

– толщина обода:

принимаем δ0 = 8 мм;

– толщина диска:

принимаем с = 10 мм;

– диаметр окружности отверстий:

принимаем D отв = 120 мм;

– диаметр отверстий:

принимаем d отв = 25 мм;

– размер фаски, мм: nm = 2 мм;


5 эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Определяем толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм):

δ = (0,025∙a w + 1) = (0,025∙120 + 1) = 4 мм.

принимаем δ = 8 мм.

Толщину стенки крышки принимаем δ 1 = δ = 8 мм.

Определяем диаметры болтов, соединяющих:

– редуктор с плитой: d 1 = 2 ∙ δ = 2 8 = 16 мм,

принимаем болты М16.

– корпус с крышкой у бобышек подшипников: d 2 = 1,5 δ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм,

принимаем болты М12.

– корпус с крышкой по периметру соединения: d 3 = 1,0 δ = 1,0 8 = 8 мм,

принимаем болты М10.

Определяем ширину фланцев редуктора:

Si = δ +2 + к i ,

– фундаментного S 1 = 8 + 2 + 40 = 50 мм;

– корпуса и крышки (у подшипников) S 2 = 8 + 2 + 32 = 42 мм;

– корпуса и крышки (по периметру) S 3 = 8 + 2 + 28 = 38 мм.

Определяем толщину фланцев редуктора:

– фундаментного δ фл1 = 2,3∙δ = 2,3∙8 = 18,4 мм;

принимаем δ фл1 = 20 мм;

– корпуса (соединение с крышкой) δ фл2 = 1,5∙δ = 1,5∙8 = 12 мм;

принимаем δ фл2 = 12 мм;

– крышки (соединение с корпусом) δ фл3 = 1,35∙δ = 1,35∙8 = 10,8 мм;

принимаем δ фл3 = 10 мм;

Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h 7х30 по ГОСТ 9464–79.

5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм;

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:

С = (1,0…1,2)∙δ = (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм;

принимаем С = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

С5 = 1,2∙δ = 1,2∙8 = 9,6 мм.

принимаем С5 = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

С6 = (5…10)∙m = (5…10)∙2 = 10…20 мм.

5.3 Предварительный выбор подшипников качения

Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8

Таблица 8 – Параметры подшипников качения

№ вала

(рисунок 2)

Обозн.

Размеры, мм

Грузоподъемность

С r , кН

d

D

В

r

1

207

35

72

17

2

25,5

2

207

35

72

17

2

25,5

5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников

В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ , диаметр d , и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки δ1 = 1,2∙δ ;

Толщина цилиндрической части δ 2 = (0,9…1,0)∙δ ;

Диаметр установки винтов D 1 = D + 2,5∙d ;

Диаметр фланца D 2 = D 1 + 2∙d ;

Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников

Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9

Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек

№ вала

рисунок 2

D , мм

d , мм

z

δ , мм

δ 1 , мм

δ 2 , мм

D 1 , мм

D 2 , мм

1

72

М8

4

6

8

6

92

110

2

72

М8

4

6

8

6

92

110

5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес υ 1 < 10…15 м/с (υ 1 = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3 /кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

Так как окружная скорость зубчатых колес υ 1 < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

5.6 Выбор уплотнений валов

В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10

Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет

Вал

Внутренний

диаметр d , мм

Наружный

диаметр D , мм

Толщина

h , мм

Быстроходный

35

58

10

Тихоходный

35

58

10


6 Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора

Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора

Определяем силы в зубчатом зацеплении

Окружная сила:

(26)

Радиальная сила:

(27)

где α – угол зацепления передачи; для передач без смещения α = 20˚;

;

Определяем консольные силы

(28)

на быстроходном валу от муфты

на тихоходном валу от цепной передачи

6.2 Проверка подшипников быстроходного вала

6.2.1 Определение реакций опор

Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка: Σ Yi = R А y Fr 1 + R В y = 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: Σ Х i = R А x + Ft 1R В x + F к 1 = 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 960 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры В , как наиболее нагруженной

Радиальная реакция Fr = RB = 1299,6 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу

(29)

где КБ – коэффициент безопасности, принимаем КБ = 1,3;

КТ – температурный коэффициент, принимаем КТ = 1,0;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

; (30)

где k – показатель степени; для шариковых подшипн6иков k = 3;

Т.к. С тр < С r , то предварительно выбранный подшипник подходит.

6.3 Проверка подшипников тихоходного вала

6.3.1 Определение реакций опор

Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка: Σ Yi = R А y Fr 2RBy + F к 2 = 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: Σ Х i = – R А x + Ft 2R В x = – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.3.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 240 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры B , как наиболее нагруженной

Радиальная реакция Fr = RB = 1467,7 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу по формуле (29)

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30)

Т.к. С тр < С r , то предварительно выбранный подшипник подходит.

7 Проверочный расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [σсм ] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

(31)

где l р – рабочая длина шпонки;

Быстроходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t 1 = 4 мм;

Тихоходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t 1 = 4 мм;

Тихоходный вал, d = 38 мм шпонка 10×8×36, t 1 = 5 мм;

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.


8 Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M х

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “My

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Строим эпюру крутящих моментов “T

Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов

8.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s ]. Прочность обеспечена при s > [s ] = 2,5.

Исходные данные:

– Материал вала сталь 45 улучшенная;

– предел прочности σв = 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ -1 = 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ -1 = 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψσ = 0; ψτ = 0;

Расчет ведем для сечения вала B (рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 35 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

(32)

где kσ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

εσ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем kσ /εσ = 3,38;

β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β = 0,97;

σа – амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σ m – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σ m = 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

(33)

где Ми – изгибающий момент в расчетном сечении, Ми = 68,9 Н∙м;

W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3 ;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

(34)

;

;

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

(35)

где k τ – коэффициент концентрации напряжений кручения;

ετ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k τ /ετ = 2,43;

τа – амплитуда напряжений кручения, МПа;

τ m – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

(36)

где Т – крутящий момент в расчетном сечении, Т = 69,1 Н∙м;

Wp – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3 ;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

(37)

;

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения

(38)

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.


9 Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11

Таблица 11 – Посадки основных деталей передач

Соединение

Посадка

Зубчатые колеса на вал

H 7

p6

Распорные кольца

H 8

k6

Мазеудерживающие кольца на вал

H7

k6

Сквозные крышки подшипников в корпус

H7

h8

Глухие крышки подшипников в корпус

H7

d9

Полумуфта на вал

H7

n6

Звездочка на вал

H7

h6

Внутренние кольца подшипников на вал

L0

k6

Наружные кольца подшипников в корпус

H7

l0

Манжеты на вал

отклонение вала h11


10 Смазка и сборка редуктора

10.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σ Н до 600 МПа и окружной скорости колес u до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10-6 мм2 /с. Принимаем масло И–Г–А–32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.

10.2 С борка и регулировка редуктора

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

На быстроходный вал 4 насаживают мазеудерживающие кольца 5 и напрессовывают шарикоподшипники 29 предварительно нагретые в масле до температуры 80 – 100°С.

В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку 26 и напрессовывают зубчатое колесо 10 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 11, мазеудерживающие кольца 5 и устанавливают шарикоподшипники 29, нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 2 и надевают крышку корпуса редуктора 3. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 27 и затягивают болты 17 и 18.

Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 28 и устанавливают крышки 7 и 8 с прокладками 8, предварительно заложив пластичный смазывающий материал в подшипниковые камеры.

Ввертывают пробку 14 маслоспускного отверстия с прокладкой 15 и крепят маслоуказатель 12 с прокладкой 13. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1.

Осевой зазор в подшипниках регулируют за счет выбора суммарной толщины набора регулировочных прокладок. Пятно контакта зубчатых зацеплений регулируется осевым перемещением валов с помощью перестановки регулировочных прокладок.

Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе испытаний.


Список литературы

1. Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. – Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. – 43 с.

2. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов – М.: Высшая школа, 2000. – 447с., с ил.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1987. – 383 с.: ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.

6. Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 2085с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454с.

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.

Похожие работы

  • Привод к шнеку-смесителю

    Оглавление 1.Техническое задание 2.Введение 3.Выбор электродвигателя , кинематический и силовой расчёт привода 4.Расчёт зубчатой передачи редуктора

  • Детали машин 3

    Содержание Техническое задание…………………………………………………………….....2 Введение…………………………………………………………………………….3 1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор

  • Энергетический и кинематический расчет привода

    Выбор электродвигателя механического привода и проведение расчетно-конструкционной работы. Технические данные асинхронных двигателей. Значение коэффициентов для расчета ременной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес.

  • Гравитационный бетоносмеситель

    Характеристика бетоносмесителя, принцип его работы. Определение конструктивно-кинематических параметров. Дополнительные размеры узлов и деталей. Потребляемая мощность и кинематический расчет привода. Техника безопасности при эксплуатации и обслуживании.

  • Расчет редуктора

    Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

  • Привод к лебедке

    Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой червячной и открытой косозубой зубчатой передач. Разработка эскизного проекта. Проверочный расчет валов, подшипников и шпонок.

  • Кинематический расчёт автомобиля

    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ ВАЗ 2101 Передаточное число трансмиссии на j – ой передаче определяется выражением ij = iКП j · iГП j , iГП=4,3, iКП1=3,75; iКП2=2,30; iКП3=1,49; iКП4=1,00.

  • Проектирование привода ленточного конвейера 2

    Омский государственный аграрный университет Кафедра деталей машин и инженерной графики Пояснительная записка По курсовому проекту "Детали машин"

  • Расчет привода ленточного конвейера

    Выбор асинхронного электродвигателя; определение угловых скоростей, расчетных мощностей и вращающих моментов на валах привода. Конструирование клиноременной передачи, расчет основных параметров шкивов и шпонок. Подбор подшипников, муфт и редуктора.

  • Механический привод конвейера

    Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников.