Расчет привода с соосным двухступенчатым цилиндрическим редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Учреждение образования Республика Беларусь

Белорусский государственный университет транспорта

Кафедра: «Детали машин и подъемно-транспортные механизмы»

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Расчет привода с соосным двухступенчатым цилиндрическим редуктором»

Проверил:

к. т. н., профессор

Врублевская В.И.

Принял: Выполнил:

к. т. н., профессор студент гр. МД-31

Врублевская В.И. Овсяников Д.Н.

2013

Содержание

Введение

1. Задание на проектирование привода с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором и цепной передачей

2. Расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Кинематический расчет привода

3. Расчет цепной передачи

4. Расчет редуктора

4.1 Выбор материалов для зубчатых колес

4.2 Расчет второй тихоходной ступени

4.3 Расчет быстроходной косозубой ступени соосного редуктора

5. Последовательное выполнение компоновочного чертежа редуктора

6. Расчет на прочность валов двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора и определение опорных реакций

7. Подбор подшипников качения

8. Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия

9. Определение основных размеров крышки и корпуса

10. Выбор посадок деталей

11. Выбор смазки

12. Порядок сборки редуктора

Список использованной литературы

Введение

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой от 750 до 3000 об/мин. Однако, рабочие органы машин в большинстве случаев имеют небольшую частоту вращения (барабан, лебедка, ведущий барабан ленточного транспортера и т.д.) или более высокую частоту вращения, чем электродвигатель.

Для преобразования вращающегося движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи, предназначенные для использования целого ряда других функций, основными из которых являются:

1. Повышение или понижение крутящего момента;

2. Изменение траектории или характера движения;

3. Регулирование и изменение скорости;

4. Предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках;

В данном курсовом проекте рассчитывается привод, состоящий из следующих основных сборочных единиц: электродвигатель, клиноременная передача, редуктор, муфта соединения.

1. Задание на проектирование привода с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором и цепной передачей

Задание: спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме (рисунок 1). Окружное усилие на тяговых звёздочках F_t=2кН, окружная скорость этих звёздочек v=0,8 м/с, шаг тяговых цепей t=100 мм и число зубьев звёздочки z=12.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

2. Расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

,

где F_t - окружное усилие на тяговых звёздочках, F_t=2кН;

v - окружная скорость тяговых звёздочек v=0,8 м/с;

.

Рабочая частота вращения определяется по формуле:

,

где z - число зубьев звёздочки, z=12;

t - шаг тяговых цепей t=100 мм;

.

Определим общий КПД по формуле:

,

где - общий КПД привода;

По данным, приведенным в таблице А.1 [2], принимаем:

- КПД цепной передачи, ;

- КПД зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, работающей в масляной ванне, ;

- КПД учитывающий потери в паре подшипников качения, ;

- КПД муфты, ;

.

Определяем мощность электродвигателя:

;

;

По таблице А.2 [2] выбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А90L4У3; .

Определяем мощности на валах привода:

двухступенчатый соосный цилиндрический редуктор

2.2 Кинематический расчет привода

Общее передаточное число:

.

Производим разбивку передаточного числа по ступеням согласно рекомендациям таблицы А.1 [2]. Так как редуктор является соосным, то принимаем предварительно , тогда передаточное число редуктора , а передаточное число цепной передачи

.

Определяем частоты вращения валов привода:

частота вращения вала электродвигателя:

;

частота вращения ведущего вала редуктора:

;

частота вращения промежуточного вала редуктора:

;

частота вращения ведомого вала редуктора:

;

Определяем крутящие моменты на валах:

на ведущем валу редуктора:

;

на промежуточном валу редуктора:

;

на ведомом валу редуктора:

;

на звёздочках конвейера:

.

Определяем ориентировочно диаметры всех валов привода:

,

где - допускаемое напряжение кручения.

Обычно принимаем - для редукторных и других аналогичных валов.

или

или

или

или

3. Расчет цепной передачи

Назначаем:

z₁ - число зубьев малой звездочки; z₁=12,

z₂ - число зубьев большой звездочки, z₂=1,5·27=54< z_2max=100…120.

По рекомендации (13.5) [3] назначаем межосевое расстояние a=30•p_ц.

.

Убеждаемся, что найденное p_ц< [p_ц]_мax.

Т. к. v=0,8, По таблице (13.3) [3] назначаем густую внутришарнирную смазку.

Число звеньев цепи или длина цепи в шагах определяется по формуле (13.6) [3] :

Округляя до целого значения, принимаем L_p=95.

Уточняем по формуле (13.7) [3] межосевое расстояние a:

.

Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния, окончательно назначаем, а=2989 мм.

Диаметры звездочек определяем по формуле (13.8) [3]:

;

На этом расчет передачи можно закончить.

Оценим возможность резонансных колебаний цепи по формуле (13.14) [3] при F₁?F_t=2000Н:

,

где, по таблице ГОСТа, q=28,8 кг/м.

Резонанса нет.

4. Расчет редуктора

4.1 Выбор материалов для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую сталь 40Х. По таблице А.3[2] назначаем для колес термообработку: улучшение 230…260 НВ, , , для шестерни второй ступени - улучшение 260…280НВ, , ; зубьям шестерни первой ступени - азотирование поверхности, достигается твёрдость 50…59 HRC, при твердости сердцевины 26…30 HRC, , .

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где - предел контактной выносливости, определяется по таблице А.4[2].

- для шестерни второй ступени;

- для обоих колёс;

(азотирование) - для шестерни первой ступени;

- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают .

Определяем рабочее число циклов напряжений по формуле

где t - суммарный срок службы, ч, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы;

n - частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения;

c - число зацеплений зуба за один оборот колеса (равно числу колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса второй ступени, как более слабого:

Базовое число циклов определяем по рисунку 3 [2] в зависимости от твердости зубьев колеса. При твердости зубьев колеса 250НВ, . Так как расчетное число циклов больше базового, то коэффициент долговечности принимаем .

Коэффициент безопасности для первой ступени , для второй ступени .

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому .

Для колеса первой ступени также , а для шестерни .

Допускаемые контактные напряжения для первой ступени определяем по формуле:

Так как , поэтому принимаем .

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле

,

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице А.4 [2]:

для колес обеих ступеней

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

по таблице А.4 [2] выбираем коэффициент безопасности

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В данном случае , т.к. действует односторонняя нагрузка.

Коэффициент долговечности принимаем .

Тогда допускаемые напряжения изгиба

для колес обеих колёс ;

для шестерни второй ступени ;

для шестерни первой ступени .

Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке. Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

;

для шестерни второй ступени

;

для шестерни первой ступени

.

Предельные напряжения изгиба для колес обеих ступеней

;

для шестерни второй ступени

;

для шестерни первой ступени

4.2 Расчет второй тихоходной ступени

Расчет начинается со второй тихоходной прямозубой пары как более нагруженной и, в основном, определяющей габариты редуктора.

Определение межосевого расстояния и других параметров [3]:

,

где - приведенный модуль упругости, ;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимаем по рекомендациям таблицы А.5 [2], ;

- коэффициент концентрации нагрузки, определяется по графику в зависимости от - коэффициента ширины шестерни

;

По рисунку 6 [2] определяем для симметричного расположения колес относительно диаметра.

;

Округляем расчетное значение а₂ для нестандартных редукторов по ряду:

Тогда принимаем .

Находим ширину колеса по формуле:

,

где назначаем по таблице А5 [2],

.

По таблице А.7 [2] выбираем,

Тогда

По таблице А.8 [2] назначаем модуль

Определяем суммарное число зубьев:

.

Далее, число зубьев шестерни

.

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Делительные диаметры шестерни и колеса получаем

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле:



где - коэффициент расчетной нагрузки ;

- коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице А.9 [2].

В зависимости от окружной скорости колеса

По таблице А.10 [2], назначаем 8-ю степень точности. в зависимости от степени точности (таблица А.9[2]). Тогда

.

Расхождение между значениями и не превышает 4%.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

,

где - коэффициент формы зуба. По графику (рисунок 7 [2]) при x=0 находим: для шестерни , для колеса ;

- коэффициент расчетной нагрузки;

По графику (рисунок 5,6 [2])

По таблице А.9 [2]

Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам:

Условия прочности соблюдаются.

Основные параметры для второй тихоходной ступени представлены в таблице 4.2.1

Таблица 4.2.1-- основные параметры второй тихоходной ступени

Вторая тихоходная ступень
Передаточное число	u	3,2
Модуль, мм	m	2
Делительный диаметр шестерни, мм	d1	48
Делительный диаметр колеса, мм	d2	152
Число зубьев шестерни	z1	24
Число зубьев колеса	z2	76
Ширина колеса, мм	bw	48

4.3 Расчет быстроходной косозубой ступени соосного редуктора

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояния для двух ступеней будут одинаковы, таким образом, принимаем .

Определяем параметры шестерни и колеса.

Для определения ширины колеса используем формулу:

,

Принимаем , получим .

Ширину колеса принимаем .

Определяем модуль по формуле

.

Определяем угол наклона зубьев

,

где - коэффициент осевого перекрытия. Рекомендуют принимать . Принимаем

Определяем :

.

Тогда .

Определяем суммарное число зубьев:

.

Далее, число зубьев шестерни

.

Число зубьев колеса

.

Фактическое передаточное число

Уточняем значение по межосевому расстоянию

.

Делительные диаметры шестерни и колеса получаем

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле:

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.

где - коэффициент торцового перекрытия; определяется по формуле:

, по таблице А.11 [2].

;

- коэффициент расчетной нагрузки ;

- коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице А.9 [2], в зависимости от окружной скорости колеса

.

По таблице А.10 [2], назначаем 8-ю степень точности. в зависимости от степени точности (таблица А.9[2]). Тогда

.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

,

где - коэффициент формы зуба. По графику (рисунок 7 [2]) при x=0 находим: для шестерни , для колеса ;

- коэффициент расчетной нагрузки;

По графику (рисунок 5,6 [2])

По таблице А.9 [2] , при 8-ой степени точности и v=3 м/с.

,

где - коэффициент, .

Тогда ,

Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам:

Условия прочности соблюдаются.

Основные параметры для первой ступени представлены в таблице 4.3.1

Таблица 4.3.1-- основные параметры быстроходной ступени

Первая быстроходная ступень
Передаточное число	u	3,7
Модуль, мм	m	2
Делительный диаметр шестерни, мм	d1	43
Делительный диаметр колеса, мм	d2	157
Число зубьев шестерни	z1	21
Число зубьев колеса	z2	77
Ширина колеса, мм	bw	40

5. Последовательное выполнение компоновочного чертежа редуктора

Компоновка редуктора выполняется для:

1. размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить размеры редуктора;

2. проверки, не накладываются ли валы одной ступени на валы другой ступени;

3. Определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

4. определения точек приложения сил, напруживающих вал.

Компоновочный чертеж представлен на миллиметровой бумаге, приложенной к К.П.

Вычерчивание колёс и валов. Наносят межосевые расстояния , проводят осевые линии окружностей делительных диаметров, диаметров вершин зубьев, линий, ограничивающих ширину шестерни и колеса.

Вычерчивают валы (диаметры валов ориентировочно рассчитаны в месте посадки колеса или шестерни, т.е. в опасном сечении).

Для многоступенчатого редуктора наносят межосевые расстояния, вычерчивают последовательно шестерни и колеса ведущего, промежуточного и ведомого валов Зазор между торцами колес принимают S=8..15мм. Вычерчивают валы.

Очерчивание внутренней стенки корпуса. Расстояние от торца и наружного диаметра зубчатых колес до внутренней стенки корпуса для всех редукторов берется е = 10..20мм, зазор между колесом и дном корпуса С =40..50мм.

Очерчивают наружную стенку корпуса, толщина которого во всех случаях должна быть не менее 8 мм. Ширина стенки корпуса (фланца) W в месте посадки подшипника зависит от передаваемого крутящего момента Т.

Размещение подшипников качения. Зазор между подшипником и внутренней стенкой корпуса 0...5мм.

Для удобства крепления на валу деталей, лёгкости перемещения их на валу к месту посадки, для осевой фиксации зубчатых колёс подшипников и т.д. диаметр вала перед местом посадки деталей уменьшают на 2--5 мм, т е делают ступеньки по направлению от середины к концам.

Диаметры валов под подшипники качения округляют в соответствии с ГОСТ 8338-75 до размеров 12, 15, 17, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 130, 140, 150 и т.д.

По диаметру вала выбирают шарикоподшипники, ориентируясь на радиальные однорядные легкой или средней серии класса точности 0, как наиболее простых по конструкции и дешёвых. Подшипники очерчивают по их габаритным размерам.

6. Расчет на прочность валов двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора и определение опорных реакций

Выполняем проектный расчет валов и их опор двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора. Материал валов - сталь 50, улучшенная, . Срок службы 10000часов.

Вал 1: ;

Вал 2: ;

Вал 3: .

Определим силы, действующие в зацеплении редуктора.

Рисунок 3 - Схема нагружения валов соосного редуктора и силы, действующие в цилиндрических зацеплениях

Быстроходная пара

Тихоходная пара

Рассчитываем ведущий вал. Строим расчетную схему сил действующих на вал 1 в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюру крутящих моментов, где Т₁=12,4Н м.

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

а) определяем опорные реакции от силы :

Проверка:

Наибольший момент будет в сечении вала на опоре А:

б) определяем опорные реакции от силы :

Проверка: .

Наибольший момент будет в месте приложения нагрузки :

Строим эпюру (рисунок 4).Для получения общей картины суммируем две полученные эпюры:

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

а) определяем опорные реакции от сил и :

Проверка:

Наибольший момент будет в месте, где посажена шестерня:

а) определяем опорные реакции от силы :

Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении:

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим суммарные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскости в опорах А и В:

Общие реакции:

Опора А:

Опора В:

Кроме того, на участке между подшипником и шестерней действует продольная сжимающая сила . Тогда на опоре В возникает осевая реакция (рисунок 6).

Рисунок 6 - Схема действия продольной сжимающей силы, эпюра продольных сил

Рассчитываем промежуточный вал. Строим расчетную схему сил действующих на вал 2 в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюру крутящих моментов.

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Определяем опорные реакции от силы и :

Проверка:

Тогда изгибающие моменты:

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

а) определяем опорные реакции от сил и :

Проверка: .

Тогда изгибающие моменты в сечении 2 и 3:

б) определяем опорные реакции от сил :

Тогда:

Строим суммарную эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 8):

Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении (месте посадки шестерни):

.

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим суммарные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскости в опорах С и D:

Общие реакции:

опора C: ;

опора D:

Кроме того, на участке между подшипником и колесом 2 действует продольная сжимающая сила, равная . Тогда в опоре С возникает осевая реакция (рисунок 9).

Рассчитываем ведомый вал. Строим расчетную схему сил действующих на вал 3 в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюру крутящих моментов.



Рисунок 9 - Схема действия продольной сжимающей силы, эпюра продольных сил

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Определяем опорные реакции от силы :

Проверка:

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Определяем опорные реакции от сил :

Проверка: .

Тогда:

Строим эпюры (рисунок 11):

Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении:

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим суммарные реакции в опорах E и F:

опора Е:

опора F:

Определение запаса прочности валов. Определяем коэффициенты прочности S в опасных сечениях валов:

где - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса по контактным напряжениям.

Определяем предел выносливости для всех валов:

Определяем максимальные напряжения в опасных сечениях валов:

;



Напряжения кручения:

Определяем коэффициенты для всех валов:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

- масштабный фактор: для вала 1 ; для вала 2 ; для вала 3 ;

- фактор шероховатости, для всех валов ;

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала: - для углеродистых мягких сталей; .

Для вала 1:

(условие не удовлетворяется).

Для вала 2:

(условие не удовлетворяется).

Для вала 3:

(условие не удовлетворяется).

Из-за большого запаса усталостной прочности у валов конструктивно уменьшим их диаметры: для которых напряжения изгиба и кручения будут равны:

Для вала 1:

(условие удовлетворяется).

Для вала 2:

(условие удовлетворяется).

Для вала 3:

(условие удовлетворяется).

Значит, принимаем следующие диаметры валов:

7. Подбор подшипников качения

Подбор подшипников качения производится для двух опор. В редукторах для обеих опор одного вала применяются подшипники одного типа и одного размера. В этом случи, подбор производится по более нагруженной опоре.

Подбор подшипников для всех валов многоступенчатой передачи облегчается составлением таблицы, в которую заносятся все заданные, справочные и расчетные значения. При этом многочисленные коэффициенты и результаты вычислений наглядно воспринимаются и легко сравниваются. Таблица содержит следующие сведения:

1. Данные об условии работы подшипников качения:

n - частота вращения, об/мин;

L_h - срок службы, ч;

L - долговечность, млн. об. Определяется по формуле:

F_r - радиальная нагрузка (Н), равная радиальной реакции R наиболее нагруженной опоры;

F_a - осевая нагрузка (Н).

2. Справочные данные коэффициентов для заданных условий работы подшипника качения:

f_h - коэффициент долговечности;

f_n - коэффициент, определяемый по частоте вращения подшипника;

v - коэффициент вращения;

K_у - динамический коэффициент;

K_T - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

3. Справочные данные предварительно назначенного подшипника по диаметру концов валов:

Серия - при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначаем самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии;

С - динамическая грузоподъемность, кН;

С₀ - статическая грузоподъемность, кН;

X,Y - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника и от е - параметра осевого нагружения подшипника, характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.

4. Расчетные данные подбора подшипников качения.

Подбор производится по динамической грузоподъемности из условия: расчетная динамическая грузоподъемность С_Р ? С_n (паспортная),

где Р - эквивалентная нагрузка, определяемая по формуле:

Все данные и результаты расчетов сведены в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 - сводные данные практического подбора подшипников качения для валов.

	Обозначение параметров	Вал редуктора
		Ведущий 1	Промежуточный 2	Ведомый 3
		Диаметры концов вала под подшипник
		d1=12мм	d2 =20 мм	d3 =20 мм
Условия работы подшипников качения	n, об/мин Lh, ч. L, млн. об Fr=Rнаиб, Н Fa=Rос, Н	1500 10 000 900 415,2 120,5	405,4 10 000 243,2 1731,96 120,5	126,7 10 000 76,02 978,3 -
Справоч. коэф. Для зад. Услов.	fh fn v Kу KT	2,71 0,319 1 1,25 1	2,71 0,474 1 1,25 1	2,71 0,640 1 1,25 1
Справочные данные предварительно выбранного ПК	Серия С, кН С0, кН Fa/C0 e Fa/Fr X Y	301 7,63 4,73 0,025 0,21 0,29 0,56 2,1	304 12,5 7,94 0,015 0,19 0,07 1 0	204 10 6,3 - - - - -
Результаты вычислений	P, H Cр kH Условие и подбора Cр?C кН Cp, %	606,95 5,86 5,86?7,63 23,2%	2130,31 12,18 12,18?12,5 2,56%	1222,88 5,18 5,18?10 48,2%

8. Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия

На валах в местах крепления деталей, передающих крутящий момент, выполняют шпоночный паз, размеры которого, а также размеры шпонок стандартизованы.Назначаем длину шпонки на 5-10 мм меньше длины ступицы, из ряда стандартных значений, ориентируясь на диаметр вала, на котором делается шпонка:

Вал 1, шпонка 1 (Шпонка 5х5х10 СТ СЭВ 189-75):

глубина паза вала ;

глубина паза втулки ;

Вал 1, шпонка 2 (Шпонка 5х5х32 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза ступицы ;

Вал 2, шпонка 3 (Шпонка 8х7х32 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Вал 3, шпонка 4 (Шпонка 8х7х40 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза ступицы ;

Вал 3, шпонка 5 (Шпонка 6х6х50 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Выбранные шпонки проверяем на смятие:

;

где Т - предельный крутящий момент, ;

d - диаметр вала, м;

h - высота шпонки, м;

- длина шпонки, м;

- допускаемое напряжение смятия, 100-120Мпа.

Проверяем шпонки на смятие:

Шпонка 1 ;

Шпонка 2 ;

Шпонка 3 ;

Шпонка 4 ;

Шпонка 5 .

Все шпонки проходят по напряжениям смятия.

9. Определение основных размеров крышки и корпуса

Назначение корпуса редуктора, станков и крышек подшипникового узла - обеспечить момент, и воспринимать все силы, действующие в редукторе.

Корпус должен достаточно жестким, чтобы предотвратить перекос осей валов под действием нагрузок. Повышение жесткости при одновременном снижении массы корпуса обеспечивается ребрами жесткости, которые также увеличивают его поверхность охлаждения.

В современном конструировании наблюдается тенденция формообразования корпусов прямолинейными плоскостями. Это облегчает обработку, а горизонтальную поверхность крышки используют как монтажную базу. В серийном производстве корпуса редукторов изготавливают литыми из серого чугуна марки не ниже СЧ15.

Конструкция корпусных деталей редуктора определяется:

- расположением плоскости разъема редуктора. Наиболее распространена конструкция корпусных деталей с разъемом по плоскости, в которой лежат продольные оси валов;

- расположением подшипниковых бобышек в корпусе редуктора:

- корпусные детали с внешним расположением бобышек;

- корпусные детали с внутренним расположением бобышек.

Определенное влияние на конструкцию корпусных деталей имеет тип используемых крышек подшипниковых узлов;

- крышки подшипниковых узлов накладные(приветные);

- крышки подшипниковых узлов накладные(врезные).

Накладные крышки используются в редукторах всех типов.

Закладные крышки используются для цилиндрических, реже для конических и червячных редукторов, что связано с необходимостью регулирования зацепления в таких редукторах.

Для конструирования корпуса редуктора необходимы следующие данные:

1. Межосевое расстояние a_w1=100 мм,

2. Делительные диаметры d₁¹=43мм, d₂¹=157 мм;d₁²=48мм, d₂²=152 мм, и диаметры вершин зубьев d_a1¹=2m₁+d₁=47мм; d_a2¹=2m₁+d₂=161мм, d_a1²=2m₂+d₂=52мм, d_a2²=2m₂+d₃=156мм;

3. Ширина зубчатых колес b₁¹=44 мм,b₂¹=40 мм,

b₁²= 48 мм,b₂²= 52,8 мм,

4. Наружные диаметры подшипниковD₁=37мм,D₂=D₃=52 мм, D₄=47мм.

Размеры основных элементов корпуса редуктора приведены в таблице 9.1:

Таблица 9.1 - Размеры основные элементов корпуса редуктора

Параметры	Размер, мм
Толщина стенки корпуса редуктора	=0,025аw+3=5,5; =8;
Толщина стенки крышки редуктора	1=0,02аw+3=5; 1=8;
Толщина верхнего фланца корпуса	S=1,5=12;
Толщина нижнего фланца корпуса	S1=1,51=12;
Толщина ребер основания корпуса	р=(0,8…1)=6,8;
Толщина ребер крышки	р1=(0,8…1)1=8;
Диаметр фундаментных болтов	М16 - 4 болта
Диаметры болтов:
- у подшипников в крышке корпуса	d=(0,7…0,75)dф=11;
- соединяющих основание корпуса с крышкой	d1=(0,5…0,6)dф=9;
- крепящих смотровую крышку	d5=(0,3…0,4)dф=6;
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	Cф=21;
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса	Кф=39;
Минимальный зазор между колесом и корпусом	а=1,1=8,8;
Высота центров	На=1,13аw=113

10. Выбор посадок деталей

Из существующих 0,6,5,4,2 классов точности подшипников в Машиностроении используются подшипники 0, 6 классов точности.

На валы подшипники качения монтируются в системе отверстия. Допуск на основной размер кольца установлен отрицательным относительно нулевой линии, а верхнее отклонение всегда равно нулю.

Посадки вращающихся колец подшипников, для исключения их проворачивания по посадочной поверхности вала, необходимо выполнять с горизонтальным натягом.

Посадки одного из не вращающихся колец подшипника необходимо выполнять с гарантированным зазором для обеспечения регулировки осевого натяга подшипников, а также для компенсации температурных расширений валов и корпуса.

При выборе посадок следует учитывать :

- вращается или не вращается кольцо подшипника относительно действующего на него радиальной нагрузки;

- что определяет вид нагружения кольца;

- режим работы.

Выбираем посадки:

1. Для шестерней и колес - H7к6;

2. Для внутренних колец подшипников L0/k6;

3. Для наружных колец подшипников H7/h6;

11. Выбор смазки

Работоспособность и долговечность редукторных передач зависит от правильности выбора смазочных материалов, которыми могут быть жидкие нефтяные и синтетические масла, а также пластичные мази.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяется наиболее простой способ - погружения зубчатых колес в ванну с жидким маслом. Данный тип смазки применяется при скоростях v=0,3…12,5 м/с. В нашем случае v=3,14•0,152•126,7/60=1,01м/с.

Значит, используем способ погружения зубчатых колес в ванну с жидким маслом.

Для данного редуктора применим индустриальное масло И-50А .

Наиболее благоприятные условия для работы подшипников качения редукторов общего назначения создаются при смазке их масляным туманом, создаваемым за счет разбрызгивания масла вращающимися зубчатыми колесами. При этом хорошо отводится теплота, очищается подшипник от продуктов износа, оказывается малое сопротивление вращению.

12. Порядок сборки редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал закладывают шпонку, напрессовывают шестерню до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле;

- на промежуточный вал закладывают шпонку, напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле;

- с другой стороны на промежуточный вал устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле;

- на ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно разогретый в масле.

Собранные валы устанавливают в основание корпуса редуктора и надевают крышку редуктора, предварительно покрывая поверхность стыка герметиками. Установка происходит с помощью штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед установкой в сквозные крышки закладывают резиновые манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания и закрепляют крышку болтами. Вворачивают пробку в отверстие для слива масла. Закрепляют маслоуказатель к корпусу редуктора. Заливают в корпус масло, закрывают смотровое отверстие крышкой и затягивают болты.

Список использованной литературы

1. Врублевская В.И. Детали машин и основы конструирования. - Гомель: БелИИЖТ, 1991.Ч.I - 88с., ч.II - 66с., ч.III - 84с.

2. Врублевский В.Б., Врублевская В.И. Расчет привода с соосным двухступенчатым цилиндрическим редуктором. - Гомель: БелГУТ, 2003.

3. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 2000.

4. В.И.Врублевская, И.В. Бородуля Детали машин и основы конструирования. Расчет валов и подбор подшипников качения. - Гомель: БелИИЖТ, 1993.

5. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда Детали машин. Проектирование. Учебное пособие. - Мн.: «Технопринт», 2001.

6. Р.Д. Бейзельман, Б.В. Цыпкин, Л.Я. Перель Подшипники качения. Справочник. - М.: «Машиностроение», 1975.

7. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 2000.

Размещено на Allbest.ru