Размещено на Allbest.ru

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕСИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ХИМИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ

Курсовой проект

по дисциплине: Детали машин

Тема: «Редуктор одноступенчатый»

ПРОВЕРИЛ:

БЕЗГОДКОВА А.М.

ВЫПОЛНИЛ:

ГУСЕВ. А.С.

Содержание

Ведение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет цепной передачи

7. Первый этап эскизной компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Второй этап компоновки редуктора

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Уточненный расчет валов

12. Вычерчивание редуктора

13. Посадки зубчатого колеса, подшипников, муфт, звездочек

14. Выбор сорта масла

15. Сборка редуктора

Заключение

Список используемой литературы

Введение

Общие сведения о редукторах

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ремённые передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространённой тематикой курсового проектирования.

Назначения редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стольного), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и.т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещён шестерённый масляный насос) или устройство для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектирует либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организованно серийное производство редукторов.

На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и.т.д.); типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические, и.т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развёрнутая, сносная, с раздвоенной ступенью и.т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и валковые редукторы.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Исходные данные:

Тяговые усилия ленты F_л=3,2 кН.

Скорость ленты х_л=1,2 м/с.

Диаметр барабана D_б=300 мм.

Ширина ленты В= мм.

Допускаемое отклонение скорости ленты- 4%

Срок службы привода в годах- 7

Последовательность расчётов.

1)По таблице 1.1 принимаем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс

з₁=з_зац=0,98

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

з₂=з_подш=0,99

КПД учитывающий потери в опорах вала привода барабана

=з_бар=0,99

КПД открытой цепной передачи

= =0,95

2)Общий КПД привода равен

з_общ= з_зац?зⁿ_подш?з_цеп? з_бар (1) [7]

где n - число пар подшипника n=3

з_общ= з_зац?з³_подш?з_цеп? з_бар

з_общ=0,98?0,99³?0,99?0,95 =0,89

3)Мощность на валу барабана

Р_б=F_л?х_л; (2) [7]

Р_б=3200 Н?1,2 м/с=3840 Вт=3,84 кВт

4)Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр= (3) [7]

где- мощность на валу барабана

з_общ - общий КПД привода

Р_тр=

5)Угловая скорость барабана

щ_б= (4) [7]

электродвигатель редуктор привод подшипник

где - скорость ленты

- диаметр барабана

щ_б=

6)Частота вращения барабана

n_б= (5) [7]

где n_б - угловая скорость

n_б=

По таблице П.1. [7] по требуемой мощности с учётом возможности привода выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый, серии 4А, закрытый, обдуваемый по ГОСТу 19523-81

Параметры электродвигателя:

Мощность Р_эл.дв=5,5 кВт

Синхронная частота вращения n_синхр=1500 об/мин.

Типа размер 112М4

Скольжение S=3,7 %

Отношение пускового момента к номинальному.

Скорость скольжения - Х

n_синхр -100%

1)Номинальная частота вращения электродвигателя.

n_дв= n_синхр-x (6) [7]

n_дв =1500 об/мин - 55,5%=1444,5 об/мин

2)Угловая скорость электродвигателя

w_д= (7) [7]

w_д

3)Общее передаточные отношения

i_общ= (8) [7]

i_цепн=

Полученное значение передаточного числа редуктора округляем до стандартного по

ГОСТ 2185-66

i_ред=5

i_цепн=

4)Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана.

1 вал: n₁=n_дв=1444,5 ^об?_мин

щ₁=щ_дв=151,2 ^рад?_сек

2 вал:

3 вал:



Таблица 1 Угловые скорости валов

	Частота вращения	Угловая скорость
Вал 1	n1=1444,5 об?мин	щ1=151,2 рад?сек
Вал 2	n2=288,9 об?мин	щ2=30,24 рад?сек
Вал 3	n3=76,2 об?мин	щ3=8 рад?сек

5)Вращающее моменты на валу шестерни:

(9) [7]

6)Вращающие моменты на валу колеса:

T₂=T₁ i_ред (10) [7]

T₂=

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ200.

1)Допускаемые контактные напряжения:

(11)[ 7 ]

где д_Heimв - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2. [7] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термической обработкой

(12)[7 ]

К_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10.

2)Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле:

для шестерни

 (13)[7]

для колеса

(14)[7]

3)Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие [у_Н] < 1,23 [у_Н2] выполнено.

Коэффициент К_НВ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по таблице 3.1. [7], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_НВ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

.

4)Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев по формуле:

 (15)[7]

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66, а_щ =125 мм.

5)Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n =2 мм.

6)Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса.

(16)[7]

Принимаем z₁ = 21 и z₂ =102.

7)Уточненное значение угла наклона зубьев

(17)[7]

8)Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:

(18)[7]

(19)[7]

Проверка:

(20)[7]

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса



, принимаем b₂=50 мм.

Ширина шестерни

9)Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(21)[7]

10)Окружная скорость колес и степень точности передачи:

(22)[7]

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

11)Коэффициент нагрузки:

(23)[7]

Значения К_Нв =1,16 даны в таблице 3.5 [7].

При ш_bd = 1,29 в твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи значение К_Нб = 1,08 даны в таблице 3.4 [7].

По таблице 3.6 [7] при н =3,23 м/с и 8 степени точности К_Нн = 1,0.

Тогда: для косозубых колес при н=2,8 м/с

К_Н = 1,16?1,08?1=1,25

Проверка контактных напряжений по формуле

(24) [7]

12)Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

(25)[7]

радиальная: (26) [7]

осевая: (27) [7]

Таблица 2 Основные параметры редуктора

Параметры	Значение параметров
Мощность на ведущем валу	P1=Pдв=5,5 кВт. ГОСТ 19523-81
Передаточное число: редуктора цепной передачи	iред=5 ГОСТ 2185-66 iцеп=3,74
Угловые скорости валов: Ведущего Ведомого Вала барабана	n1=nдв=1444,5 об?мин щ1=щдв=151,2 рад?сек n2=288,3 об?мин щ2=30,24рад?сек n3=nб=76,2 об?мин щ3=щб=8 рад?сек
Тип редуктора	Цилиндрический, косозубый, одноступенчатый, горизонтальный.
Количество зубьев: Шестерни колеса	Z1=Zш=21 Z2=Zк=102
Межосевое расстояние.	бщ=125 мм ГОСТ2185-66
Угол наклона зубьев.	в=10°15
Нормальный модуль зацепления.	mn=2 мм ГОСТ9569-60
Коэффициент ширины колеса.	Ш в?а=0,4
Диаметры целительных окружностей: Шестерни Колеса.	d1=dш=42,68 мм d2=dк=207,32 мм
Ширина: Шестерни Колеса.	b1=bш=55 мм b2=bк=50 мм
Силы действующие в зацеплении: Окружное усилие Радикальное усилие Осевое усилие.	Ft=1337 H Fr=494 H Fa=242 H

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведен на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

1)Диаметр выходного конца при ведущего вала:

 (28) [7]

где Т_К1 - вращающий момент на валу шестерни

[ф_K] = 20-25 МПа допускаемом напряжение при кручении

2)Полученное значение диаметра округляем до стандартного в большую сторону

Берем d_в1 =18 мм по ГОСТ 6636-69.

Шестерню изготавливаем заодно с валом.

Под подшипник принимаем диаметр вала d_n1 =25 мм

Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под диаметры валов электродвигателя и редуктора.

d_дв =32 мм.

d_в1 =18 мм.

Ведомый вал:

3)Определяем диаметр выходного конца ведомого вала

(29) [7]

4)Полученное значение диаметра округляем до стандартного в большую сторону по ГОСТ 6636 - 69.

Берем d_В2=34 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем:

d_П2=40мм.

Принимаем диаметр вала под зубчатым колесом:

d_К2=45 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

1)Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d₁ =42,68 мм; d_а1 =46,68 мм; b₁=55 мм.

Колесо кованое: d₂ =207,32 мм; d_а2 =211,32 мм; b₂=50 мм.

2)Диаметр ступицы

d_ст = 1,6? d_к2

d_ст = 1,6?45 =72 мм;

3)Длина ступицы

l_ст = (1,2 ?1,5)d_к2

l_ст = (1,2 ? 1,5) ?45 =54 ? 67,5 мм,

Принимаем l_ст =55 мм.

5)Толщина обода

мм

Принимаем д₀ =8 мм.

6)Толщина диска

С = 0,3? b₂

С = 0,3?50 =15 мм, принимаем С=15 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

1)Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем д =8 мм;

д₁ = 0,02х + 1

д₁= 0,02х125 +1 =3,5 мм

Принимаем д₁ =8 мм

2)Толщина фланцев поясов корпуса и пояса крышки

Нижнего пояса корпуса

Принимаем р =20 мм.

3)Диаметр болтов: фундаментных

Принимаем болты с резьбой на М16.

4)Крепящих крышку к корпусу у подшипников

Принимаем болты с резьбой М12.

5)Соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Число зубьев ведущей звездочки приводной роликовой однорядной цепи ведущей звездочки ;

принимаем z₁=24.

Число зубьев ведомой звездочки

.

Принимаем z₂=92.

Расчетный коэффициент нагрузки

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

- учитывает влияние межосевого расстояния;

- учитывает влияние угла наклона линии центров;

- учитывает способ регулирования натяжения цепи (при периодическом натяжении цепи);

- при непрерывной смазке;

- учитывает продолжительность работы в сутки (при односменной работе)

Шаг однорядной цепи

,

где - допускаемое давление, МПа.

В таблице 7.18[1] допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной следует задаваться ориентировочно. Среднее значение допускаемого давления при

n=285,9 об/мин.

=20,4 МПа.

Подбираем по таблице 7.15[1] цепь ПР-19,05-31,8 по ГОСТ 13568-75,

имеющую t=19,05мм, разрушающую нагрузку Q=31,8 кН, массу q=1,9 кг/м, А_оп=105,8 мм².

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире

Уточняем по таблице 7.18[1] допускаемое давление =23,2[1+0,01(24-17)]= 23,9 МПа

Условие p<[p] выполнено. В этой формуле 23,2 МПа- табличное значение допускаемого давления по табл.7.18[1] при n=288,9 об/мин и t=19,05 мм.

Число звеньев цепи

,

где ;

=24+92=116.

Тогда

Округляем до четного числа L_t=160.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

Силы, действующие на цепь:

окружная F_t=1961 Н

от центробежных сил

от провисания

Расчетная нагрузка на валы

Проверка коэффициента запаса прочности цепи

Коэффициент запаса прочности цепи

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса 10.

Условие выполнено.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определённого определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняемый в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную линию; затем 2 вертикальные - оси валов на расстоянии а_щ= 112 мм.

Вычерчиваем упрощено шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно с валом длина ступице колеса равна шестерни венца и не выступает за приделы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) Зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса А₁ = 1,2д при наличии ступицы зазор берется от ступицы А₁ = 1,2х8=9,6 мм.

б) Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д

А=8.

в) Расстояние между кольцами подшипника ведущего вала и внутренней стенки корпуса А=д если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 25 мм и

d_п1 = 40 мм.

По таблице 3 Условие обозначение подшипников:

Условное обозначение подш.	d	D	В	Грузоподъемность кН
	Размеры, мм	С	С0
205 208	25 40	52 80	15 18	14,0 32,0	6,95 17,8

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер

у = 8-12 мм. Принимаем у =10 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l₁ =55 мм и на ведомом l₂ =56 мм,

l₃ =71 мм. Принимаем l₁ = l₂ =56 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал:

Из предыдущих расчетов имеем F_t =1337 H; F_r =494 H; и F_a =242 H; l₁ =56 мм.

1) Реакции опор: в плоскости xz

 (30)[7]

в плоскости yz

(31)[7]

(32)[7]

2) Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r = 0

R_y1 + R_y2 - F_r =201+293-494=0

3) Суммарные реакции

4)

(33)[7]

(34)[7]

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 205: d = 25 мм; D =52 мм; В =15 мм;

С =14 кН и С₀ =6,95 кН.

4)Эквивалентная нагрузка:

(35)[7]

где P_r1 =730 Н - радиальная нагрузка

Р_а = F_а =242 Н - осевая нагрузка

V = 1 (при вращении внутреннего кольца)

Коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

где К_б = 1 9.19 [7]

К_Т = 1,05 9.20 [7]

Отношение

Этой величине соответствует е ? 0,23. 9.18 [7]

Отношение ; Х =0,56 и Y =1,85.

5)Расчетная долговечность, млн. об.

(36)[7]

6)Расчетная долговечность, ч.

 (37)[7]

Ведомый вал: несет такие же нагрузки как и ведущий:

F_t =1337 H; F_r =494 H; F_a =242 H.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в =2015 Н.

Составляющие этой нагрузки

7)Реакции опор:

в плоскости xz

(38)[7]

(39)[7]

8)Проверка: R_x3 - R_x4 + F_t + F_вх =235+1337+1425-2997=0

в плоскости yz

(40)[7]

9)Проверка: R_y3+F_вy-(F_r+R_y4)=926+1425-(494+1857)=0.

10)Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 208:

d=40 мм; D=80 мм; В=18 мм; С=32 кН; C₀=17,8 кН.

Отношение ; при таком отношении осевые нагрузки не учитываются.

Поэтому

11)Расчетная долговечность, млн. об.

млн.об.

млн.об.

12)Расчетная долговечность, ч.

Здесь n=288,9 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч. (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника ). В нашем случае подшипника ведущего вала 205 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 208 имеют ресурс .

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 - 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль масло отбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (O 25 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала O 25 к присоединительному концу O 18 мм выполняют на расстоянии 10 - 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступицы муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала O 20 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от O 45 мм к O 40 мм смещаем на 2 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки;

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники^*;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами.

г) откладываем расстояние l₂ и вычерчиваем звездочку цепной передачи ; ступицы звездочки может быть смещена в одну сторону для того чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцевым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2-3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах примем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

(41) [7]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , при чугунной .

Ведущий вал: d=18 мм; bхh=6х6 мм; t₁=3,5 мм; длина шпонки l=30 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 40 мм ); момент на ведущем валу Т₁=24,33 Нм.

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20)

Ведомый вал:

Из двух шпонок- под зубчатым колесом и под звездочкой- более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под зубчатым колесом

d=34 мм; bхh=10х8 мм; t₁=5,0 мм; длина шпонки l=45 мм; (при длине ступицы звездочки 50 мм) момент Т₂=142,7 Нм.

Условие выполняется.

11. Уточнённый расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S ? [S].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

1)Ведущий вал.

Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполняется заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка-улучшение.

По таблице 3.3 [7] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_а1 =40,83 мм) среднее значение _в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение . Это сечение при передачи вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

2)Коэффициент запаса прочности.

S = (42) [7]

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

(43) [7]

При d =18 мм; b=6 мм; t₁=3,5 мм по таблице 8.5. [7]

(44) [7]

Принимаем

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при Т_б < 25?10³ Н?мм.

Приняв у ведущего вала муфту равной длине полумуфты l = 40 мм (муфта УВП для валов диаметром d =18 мм), получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки

3)Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(45) [7]

При d=18 мм; b=6 мм; t₁=3,5 мм

4)Результирующий коэффициент запаса прочности

 (46) [7]

Получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений. Такой большой коэффициент запаса прочности (6,5 и 6) объясняет тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

5)Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; МПа.

Пределы выносливости

Сечение А - А. Диаметр вала в этом сечении 45 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

и 8.5 [7] Масштабные факторы и 8.8 [7]

Коэффициенты

Крутящий момент

6)Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

7)Изгибающий момент в вертикальной плоскости

8)Суммарный изгибающий момент в сечении А - А

9)Момент сопротивления кручению

(47)[7]

10)Момент сопротивления изгибу

(48)[7]

11)Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 (49)[7]

12)Амплитуда нормальных напряжений изгиба

среднее напряжение у_m = 0.

13)Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(50) [7]

14)Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(51)[7]

15)Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

 (52)[7]

Сечение К-К

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

, и Принимаем ш_у = 0,15 и ш_ф = 0,1.

16)Изгибающий момент

17)Осевой момент сопротивления

(53)[7]

18)Амплитуда нормальных напряжений

у_m = 0

19)Полярный момент сопротивления



20)Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(54)[7]

21)Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(55)[7]

22)Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(56)[7]

23)Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

(57)[7]



Таблица 4 Результирующий коэффициент запаса прочности.

Сечение		А-А	К-К
Коэф. запаса S	6	9,8	3,13

Во всех сечениях S ?[S], где [S]=2,5

12. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594х841), в масштабе 1: 1. С основной надписью и спецификацией на отдельных листах.

13. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13[7].

Посадки зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82,

Шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6.

Отклонений отверстий в корпусе под наружные кольца Н7.

Посадки муфт

Посадки звездочки

14. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 х

где - мощность электродвигателя в КВт

V = 0,25 х 5,5= 1,375 дм³

По таблице 10.8 [7] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_Н = 377 МПа и скорость х =3,23 м/с рекомендуется вязкость масла должна быть примерно равна 28х10^-6 м²/с. По таблице 10.10 [7] применяем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.

15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и прикрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100⁰С; в ведомый вал закрывают шпонку

14х9х50 и напрессовывают зубчатые колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основании корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масла и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

В этом курсовом проекте мною разработан проект редуктора одноступенчатого цилиндрического. Я подобрал электродвигатель, кинематическую схему. Рассчитал валы, зубчатые колеса редуктора, конструктивные размеры шестерни и корпуса. Научился составлять компоновки, подбирать сорта масла для определённого редуктора, также находить по справочнику посадки муфт, валов, подшипников. Научился вычерчивать редуктор при помощи расчетных данных и компоновок.

Список используемой литературы

1. Андреев В.И. «Справочник конструктора машиностроителя». Москва. Машиностроение, 1999г.

2. Березовский Ю.Н. «Детали машин». Москва. Машиностроение. 1983г.

3. Брадис В.М. «Четырехзначные математические таблицы». 1982г.

4. Козловский К.С. «Допуски и посадки». Москва. Машиностроение. 1982г.

5. Никифоров М.В. «Технология металлов и конструкционные материалы». Москва. Высшая школа. 1986г.

6. Чекмарев А.А. Осипов В.Н. «Справочник по машиностроительному черчению» Москва. Высшая школа. 2001г.

7. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин». Москва. Машиностроение. 1988г.



Рисунок 1. Расчетная схема ведущего вала.

Размещено на Allbest.ru