Шестерня:

Материал -- Сталь 45;

Термическая обработка -- улучшение;

Твердость поверхности зуба -- 269-302HB;

Колесо:

Материал -- Сталь 45;

Термическая обработка -- улучшение;

Твердость поверхности зуба -- 235-262HB;

2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj=

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_Hlimj предел контактной выносливости (табл.5 [1]),

_Hlim1 = 641 МПа

_Hlim2= 567 МПа

S_Hj коэффициент безопасности (табл.5 [1]),

S_H1= 1,1

S_H2=1,1

K_HLj- коэффициент долговечности;

K_HLj =1, здесь N_H0j - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.4 [1]),

N_H01=

N_H02 =

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.6 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =0,5

Суммарное время работы передачи в часах

t_h= 365ЧLЧ24ЧK_гЧК_сЧПВ,

где K_г - коэффициент использования передачи в течение года;

K_с - коэффициент использования передачи в течение суток;

L - срок службы передачи в годах;

ПВ - продолжительность включения;

K_г= 0,7 K_с= 0,5 L= 6 ПВ= 70% t_h=12877

Суммарное число циклов нагружения:

N_j = 60Чn_jЧcЧt_h,

где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j- частота вращения j-го колеса, n₁=420,435 мин^-1, n₂= 150,155 мин^-1;

N₁= N₂=

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_HEj= _hN_Уj;

N_HE1= N_HE2=

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1 K_HL2= 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= 582,7 МПа _HP2= 515,5 МПа

Для прямозубых передач _HP = _HP2

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP=515,5 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _Flimj предел выносливости зубьев при изгибе (табл.7 [1]),

_{Flim 1} = 499,6 МПа _{Flim 2} = 434,9 МПа

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.7 [1]),

S_F1= 1,7 S_F2 = 1,7

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.7 [1])

K_FC1= 1 K_FC2= 1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_FLj=1

N_F0 - базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4Ч10⁶

N_FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;

N_FEj= _FjN_Уj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.6[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F= 0,3

N_FE1 =

N_FE2 =

K_FL1 = 1 K_FL2 = 1

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1== 293,9 Па

_FP2== 255,8 МПа

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u+1),

где - коэффициент вида передачи, = 450

K_Н - коэффициент контактной нагрузки примем K_Н = 1,148

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,3125 (ряд на с.4 [1]).

Расчетное межосевое расстояние = 158,73 мм

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.2 [1]) ГОСТ 2185-66=160 мм

Модуль выберем из диапазона

m== 1,6…3,2

Округлим m до стандартного значения (табл.1 [1]) ГОСТ 9563-60: m=2

Суммарное число зубьев:

Z=,

Z=

Число зубьев шестерни:

Z₁== 42

Число зубьев колеса:

Z₂= Z-Z₁=118

Фактическое передаточное число:

u_ф = =

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5

u=100= 0,36%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0

Расчетная ширинa венца колеса:

b_w2== 50 мм

Округляем b_w2 до ближайшего числа из ряда на с.10 [1]:

b_w2 = 50 мм ГОСТ 6636-69

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1 =55 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j= mZ_j,

d₁= 84 мм d₂=236 мм

Диаметры окружностей вершин при x=0: d_aj= d_j+2m(1+x_j):

d_a1 =88 мм d_a2 =240 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj= d_j-2m(1,25-x_j):

d_f1=79 мм d_f2=231 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V== 1,85 м/с

Степень точности передачи выберем по табл.8 [1]: n_ст= 8

Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны:

=,

где Z- коэффициент вида передачи Z= 9600

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_HбK_HвK_НV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

K_Hб=1+A (n_ст-5)ЧК_w=1,043

где А=0,06 для прямозубых передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

K_w= 0,002НВ₂+0,036(V-9)= 0,24

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hв=1+(K-1)K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл.9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0,5(u+1)== 0,6

K= 1,03 K_Hв= 1+(1,03-1)0,195= 1,007

Динамический коэффициент определим потабл.10 [1]:

K_НV=1,092

Окончательно получим:

K_H= 1,148

Расчетные контактные напряжения:

= 438,5 МПа

Допускается перегруз по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемый недогруз -- до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле:

=100=

Условие контактной прочности выполняется.

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _FjFPj:

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

,

где Y_Fj коэффициенты формы зуба;

K_F- коэффициент нагрузки при изгибе;

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Коэффициенты формы зуба:

Y_Fj = 3,47+,

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj= Z_j.

Z_V1 = 42 Z_V2 =118

Y_F1 =3,47+ Y_F2 = 3,47+

Коэффициент нагрузки при изгибе:

K_F= K_FбK_FвK_FV=1Ч1,025Ч1,133=1,277

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

K_Fб= 1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:

K_Fв= 0,18+0,82K= 0,18+0,82= 1,025

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350:

K_FV = 1+ 1,5(K_HV-1)=1+ 1,5(1,05-1)= 1,247

Напряжения изгиба:

_F1= 123,7 МПа_FP1= 293,9 МПа

_F2= 128,8 МПа_FP1= 255,8 МПа

Допускается перегруз по напряжениям изгиба не более 5 %, недогруз не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F1FP1 и _F2FP2.

Силы в зацеплении

=82,1 МПа[] = 120 МПа

Расчет подшипников тихоходного вала

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии № 210

Размеры подшипника: d = 50 мм, D = 90 мм, B = 20 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 35,1 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ =23,2 кН

Радиальная нагрузка на лев. подшипник F_r= 5,26 кН

Радиальная нагрузка на прав. подшипник F_r= 0,55 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a =0 кН

Частота вращения кольца подшипника n =149,6 мин^-1

Расчет

Толщина стенки корпуса редуктора

= 0,025+ 1=5 мм

Полученное значение округляем до целого числа с учетом того, что толщина стенки должна быть не меньшего 8 мм. Примем = 8

Диаметр фундаментного болта

d_б1 = 0,036+ 12 =17,76 мм

округлим расчетное значение до стандартного диаметра резьбы:

d_б1=22 (табл. 5 [2]).

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию равны: у подшипников d_б2 = (0.7…0.75) d_б1 =15,4…16,5 мм

на фланцах d_б3 = (0.5…0.6) d_б1 =11…13,2 мм

После округления до стандартных значений: d_б2 = 16 мм,d_б3 =12 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

L₁= 3 + + b₁ =51 мм

где b₁ = 40 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б1.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта

P₁ = 3 + + a₁ = 28 мм

где a₁ = 17 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б1.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта у подшипника

P₂= 3 + + a₂= 24 мм

где a₂ = 13 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б2.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта

P₃= 3 + + a₃= 21 мм

где a₃ = 9 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта d_б3.

Толщина лапы

h= 2.5 =20 мм

Толщина верхнего фланца

h₁= 1.6 = 14 мм

Минимальное расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора

f= 1.2 =10 мм

Толщина ребер жесткости

C= = 8

Смазка

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

1. Смазка зубчатых колес, сорт смазки, количество, контроль

2.Выбор сорта масла.

Выбор зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес V. Для зубчатой передачи сорт масла выбирается по следующей таблице:

Для проектируемого редуктора выбираем масло И-Г-А-68.

3. Определение количества масла.

4. Определение уровня масла.

При окунании в масляную ванну колеса m? h_м?0.25d₂, где m - модуль зацепления; при нижнем расположении шестерни h_м=(0,1….0,5)d₁, при этом h_min=2,2m. Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).

При нижнем расположении шестерни цилиндрической передачи и высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности, уровень масла понижают так, чтобы вывести шестерню из масляной ванны. В этом случае, для смазывания, на шестерню устанавливают разбрызгиватели.

5. Контроль уровня масла.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными масло указателями. Наибольшее распространение имеют жезловые масло указатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и достаточно надежна.

Фонарные масло указатели удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола. В них через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость масло указателя; через верхнее отверстие масло указатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

Трубчатые масло указатели из оргстекла удобны для обзора, но хуже всего защищены от повреждений.

Крановые масло указатели ставят попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. О наличии масла при данном уровне свидетельствует вытекание его при открытии крана.

В проектируемом редукторе используется жезловый масло указатель.

6. Слив масла.

7. Отдушины.

При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха, повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

8. Смазывание подшипников.

В проектируемых редукторах, для смазывания подшипников качения, применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в сопряженных узлах.

а) Смазывание жидкими материалами. При смазывании зубчатых колес окунанием, подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгивания возможно при окружных скоростях V>2 м/с. Для свободного проникновения масла, полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.

Если при нижнем расположении быстроходных валов цилиндрических редукторов необходимо защитить подшипники от излишнего количества масла, то применяют внутренние уплотнения. Для смазывания подшипника вала конической шестерни, удаленного от масляной ванны, на фланце корпуса в полости разъема делают канавки.

При верхнем расположении вала-шестерни цилиндрического редуктора применяют ряд специальных конструкций для смазывания подшипников.

При малых скоростях, когда разбрызгивание масла недостаточно для смазывания подшипников, его можно собирать с торцов зубчатых колес, используя скребки.

Установка сборников или скребков масла в проектируемых редукторах должна обеспечивать смазывание подшипников при любом направлении вращения.

б) Смазывание пластичными материалами.

Смазывание применяется при окружных скоростях V?2м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Размеры внутренней полости корпуса под пластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ј его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.

В проектируемом редукторе используются пластичные смазочные материалы.

Порядок сборки редуктора

Перед сборкой, внутреннюю полость корпуса очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100⁰С. В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

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 торцевым креплением; винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Закрепляют крышку болтами.

Валы собранного редуктора должны проворачиваться от руки без заеданий.

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

привод передача вал редуктор

Заключение

В данной курсовой работе был рассчитан универсальный привод рабочей полиграфической машины. Данный привод может применяться при условии того, что от заказчика не поступило особых предписаний о габаритах, весе, климатических условий или других нетиповых условий эксплуатации привода.

Расчет производился по заранее известной мощности, частоте враще-ния ведомого вала и вполне определенной кинематической схеме, состоящей из клиноременной передачи и одноступенчатого редуктора. В процессе работы был подобран асинхронный электродвигатель, подобраны передаточные отношения ременной и зубчатой передачи, полностью рассчитаны параметры зубчатой передачи, основные из которых: межосевое расстояние, модуль зубчатых колес, диаметр начальных окружностей колес, ширина колеса и шестерни.

В дальнейшем был произведен предварительный расчет валов, подбор подшипников, и расчет шпонок.

Также был произведен уточненный расчет тихоходного вала редуктора. Данный расчет показал, что коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях удовлетворяют условию прочности. Была проверена долговечность выбранных подшипников. На этом этапе расчетная часть этого курсового проекта закончена.

Далее определили сорт и объем масла для смазки зубчатых колес и подшипников. Затем были предложены рекомендации по сборке редуктора.

Поставленную цель курсового проекта можно считать выполненной.

Библиографический список

1. Баранов Г.Л. Расчет зубчатых цилиндрических передач/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 31 с.

2. Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 46 с.

3. Баранов Г.Л. Расчет ременных и цепных передач/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 29 с.

4. Баранов Г.Л. Расчет соединений/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005.

5. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 200 5. 43 с.

Размещено на Allbest.ru