Привод с прямозубым редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное Государственное Бюджетное Образовательное Учреждение Высшего Образования

«Казанский Национальный Исследовательский Технический Университет им. А. Н. Туполева - КАИ» (КНИТУ-КАИ)

Институт автоматики и электронного приборостроения

Кафедра электрооборудования

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: Прикладная механика

Тема: Привод с прямозубым редуктором

Хамитов Р.Р.

Казань - 2020



1. Исходные данные

Вычерчиваем кинематическую схему одноступенчатого вертикального цилиндрического прямозубого редуктора, соединённого с двигателем через упругую муфту (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода: 1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - цилиндрическая прямозубая передача; I, II - обозначения валов

Исходные данные:

- Мощность на выходном валу - Р2 = 12,44 кВт;

- Частота вращения выходного вала - n2 = 210 об/мин;

- Срок службы привода - L = 30000 часов;



2. Кинематический расчет привода

Выбор электродвигателя.

Определим необходимую мощность электродвигателя:

(2.1)

где - общий кпд привода от двигателя до привода, равный произведению частных кпд отдельных элементов составляющих привод. Для приближенной оценки кпд привода воспользуемся таблицей [1, т. 1.1]: кпд зубчатой цилиндрической передачи; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения; кпд муфты.

Общий кпд привода определится:

(2.2)

Необходимая мощность электродвигателя:

Выбираем двигатель в соответствии с номинальной мощностью Рном = 15,0 кВт по ГОСТ 19523-74.

Таким образом, выбираем двигатель 4А180М8УЗ (Рном = 15,0 кВт, nном = 731 об/мин);

передаточное число привода редуктора:



(2.3)

Принимаем стандартное передаточное число

Определение силовых и кинематических параметров привода

Определим мощности на валах

(2.4)

(2.5)

Определим частоты вращения валов

(2.6)

(2.7)

Отклонение

Определим угловые скорости на валах

(2.8)

(2.9)

Определим вращающие моменты на валах

(2.10)

(2.11)

Сведем полученные данные в таблицу.

Таблица 2.1. Кинематические и силовые параметры привода по валам

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость щ, рад/с	Момент Т,
1	12,948	731	76,55	169,14
2	12,43	205,92	21,56	576,53



3. Расчет внутренней прямозубой передачи

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс зубчатой передачи

Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни - 40Х и для колеса - 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB1 = 269…302 HB и колеса HB2 = 235…262 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB1ср и колеса HB2ср

Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса

При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред - диаметр) и колеса (Sпред - толщина обода или диска):

- для шестерни Dпред = 125 мм,

- для колеса Sпред = 80 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2

(3.1)

где NHO1=10·106 циклов - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N1 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы

(3.2)

где щ1 - угловая скорость быстроходного вала,

Lh=30000 ч. - срок службы привода;

Т.к. , то принимаем KHL1 = 1.

(3.3)



где NHO2=10·106 циклов - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N2 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы

(3.4)

где щ2- угловая скорость тихоходного вала, Lh= 30000 ч.- срок службы привода; Т.к., то принимаем KHL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO1 и NHO2

(3.5)

(3.6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

(3.7)

(3.8)



Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .

3.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2

(3.9)

(3.10)

где циклов - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N1 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N1>NFO и N2>NFO, то принимаем KFL1=KFL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

(3.11)

(3.12)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

(3.13)

(3.14)

Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть

3.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Определяем межосевое расстояние

(3.15)

где - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];

u - передаточное число редуктора;

T2 - вращающий момент на тихоходном валу, Н·м;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 [4];

=0,32;

- допускаемое контактное напряжение колеса,;

- коэффициент, учитывающий распределению нагрузки по ширине венца; .

Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до ближайшего по стандартному ряду до = 160 мм.

Определяем модуль зацепления

(3.16)

где - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];

d2- делительный диаметр колеса.

(3.17)

b2- ширина венца колеса;

(3.18)

- допускаемое напряжение изгиба;

(3.19)

Полученное значение модуля округляем до стандартного, получаем m =2,0 мм. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.20)

;



Полученное значение округляем до целого числа и берём

Определяем число зубьев шестерни

; (3.21)

=34,73.

Округляем полученное значение до целого, получаем .

Определяем число зубьев колеса

(3.22)

.

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного

(3.23)

(3.24)

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:

- делительный диаметр шестерни и колеса



(3.26)

(3.27)

- диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

(3.28)

(3.29)

- диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

(3.30)

(3.31)

- ширина венца шестерни и колеса

(3.32)

(3.33)



Округляем значения ширины венца колеса до ближайшего по стандартному ряду, принимаем b1 = 60 мм и b2 = 56 мм

3.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проверяем межосевое расстояние

(3.34)

Проверяем пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс

(3.35)

(3.36)

Диаметр заготовки шестерни

(3.37)

Толщина диска колеса

(3.38)

Проверяем условия пригодности (3.35) и (3.36)

80,9<125 мм;

60< 80 мм.

Условия прочности выполняются.

Проверяем контактные напряжения

(3.39)

где К = 376 - вспомогательный коэффициент для прямозубых колес [4];

- окружная сила в зацеплении;

(3.40)

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости и точности передачи [4];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [4];

- окружная скорость колёс

(3.41)

Принимаем степень точности 9, следовательно, по таблице 4.3 [4]

Подставляя полученные значения в формулу (5.39), получаем

,

(3.42)

.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

(3.43)

где = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4];

- коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба [4];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, по таблице 4.3 [4];

YF1, YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем YF2 = 3,61 и YF1 = 3,75;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

- допускаемые напряжения изгиба и шестерни;

Допускается недогрузка по напряжениям изгиба.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни



(3.44)

Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 3.1 и таблица 3.2).

Таблица 3.1 - Результаты расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Модуль зацепления m, мм	2,0	Диаметр делительной окружности: шестерни, d1 колеса, d2	70,9 249,1
Ширина венца: шестерни, b1 колеса, b2	60 56
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	35 123	Диаметр вершин: шестерни, dа1 колеса, dа2	74,9 253,1
Вид зубьев	прямозубые	Диаметр впадин: шестерни, df1, колеса, df2	66,1 244,3

Таблица 3.2 - Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения,	Расчетные значения,	Примечания
Контактное напряжение, уH	514,3	511,6	Недогрузка 0,53 %
Напряжение изгиба	уF1	294,1	219,4	недогрузка
	уF2	256,0	211,3	недогрузка



4. Проектный расчет валов

4.1 Выбор материала валов

Выбираем материалом для быстроходного и тихоходного валов Сталь 45.

Механические характеристики стали

Принимаем допускаемые напряжения на кручение:

4.2 Определение геометрических параметров ступеней валов

Быстроходный вал редуктора.

Определяем диаметр выходного конца вала

(4.1)

где - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу;

Принимаем d1=36 мм.

Определяем длину первой ступени вала



(4.2)

Принимаем мм.

Определяем диаметр второй ступени под подшипник

(4.3)

где t - высота буртика, t = 2,5 мм;

Принимаем мм.

Определяем длину второй ступени

(4.4)

Принимаем 68 мм.

Определяем диаметр третьей ступени вала под шестерню по формуле

(4.5)

где r = 3 мм - координаты фаски подшипника;

Принимаем 56 мм.

Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке.

Под полученный диаметр предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 36209 по ГОСТ 831-75.

Определяем длину четвёртой ступени вала

(4.6)

где С = 3,0 мм - фаска,

В = 19 мм - ширина подшипника;

Принимаем 22 мм.

По результатам расчетов чертим эскиз быстроходного вала редуктора который показан на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 - Эскиз быстроходного вала

Выходной вал редуктора.

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле (4.1)

Принимаем d1 = 54 мм.

Определяем длину первой ступени вала

(4.7)

Принимаем l1 = 66 мм.

Определяем диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник по формуле (4.3)

где t - высота буртика, t = 3 мм;

Принимаем мм.

Определяем длину второй ступени

подшипник кинематический зубчатый вал

(4.8)

Принимаем l2 = 90 мм.

Определяем диаметр третьей ступени вала под колесо по формуле (4.5), принимая r = 3 мм

Принимаем 70 мм.

Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке.

Определяем диаметр четвёртой ступени вала под подшипник

Предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 36212 по ГОСТ 831-75.

Определяем длину четвёртой ступени вала

(4.9)



где С = 3,0 мм - фаска,

В = 22 мм - ширина подшипника;

Принимаем 26 мм.

По результатам расчетов чертим эскиз тихоходного вала редуктора, который показан на рисунке 4.2.

Рисунок 4.2 - Эскиз тихоходного вала



5. Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

Цилиндрическая ступень.

Геометрические параметры шестерни:

Из конструктивных соображений шестерню выполним заодно с валом.

Геометрические параметры колеса:

диаметр ступицы

, (5.1)

мм;

принимаем

длина ступицы

(5.2)

принимаем

толщина обода

, (5.3)

мм.

принимаем мм;

толщина диска

мм, (5.4)

принимаем мм;



6. Проверка шпоночных соединений

В редукторе используются шпоночные соединения ГОСТ 23360-78. Шпонки проверяют на прочность по следующему условию

(6.1)

где Ft - окружная сила на шестерне или колеса;

Асм - площадь смятия;

(6.2)

где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами;

(6.3)

где - полная длина шпонки; b - ширина шпонки;

- допускаемое напряжение на смятие.

Стандартные размеры шпонок представлены в таблице 6.1.

Таблица 6.1 - Стандартные размеры шпонок

№	Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки, мм	Глубина паза вала t1, мм	Длина l, мм
		b	h
1	36	10	8	5	45
2	70	20	12	7,5	63
3	54	16	10	6	45

Проверяем на смятие шпонку №1 на входном валу редуктора.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (6.1)

Условие прочности выполняется.

Проверяем на смятие шпонку №2 под цилиндрическим зубчатым колесом.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (6.1)

Условие прочности выполняется.

Проверяем на смятие шпонку №3 на выходном валу редуктора.

Рассчитаем рабочую длину шпонки

Рассчитаем площадь смятия

Проверяем шпонку по условию прочности (6.1)

Условие прочности выполняется.



7. Определение нагрузок валов редуктора

7.1 Определение сил в зацеплении прямозубой передачи

Определяем окружную силу

, (7.1)

(7.2)

Определяем осевую нагрузку

(7.3)

7.2 Определение консольных сил

Консольная нагрузка, вызванная муфтой на быстроходном валу

(7.4)

Н.

Консольная нагрузка, вызванная приводом на тихоходном валу

(7.5)

Н.



8. Подбор подшипников качения

8.1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала

Действующие силы: - окружная, - осевая, - радиальная, T1=169,14 H·м - крутящий момент. Н. - консольная нагрузка от муфты.

,

Рисунок 8.1 - Расчетная схема быстроходного вала



а) Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции

; (8.1)

; (8.2)

Проверка

(8.3)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 8.1)

б) Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции

; (8.4)

; (8.5)

Проверка

(8.6)

4628,6-2864,53-1113,80-650,27=0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 8.1)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8.7)

(8.8)

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении

(8.9)



8.2 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала

Действующие силы: - окружная, - осевая, - радиальная, T2=576,53 H·м - крутящий момент. Н. - консольная нагрузка от привода.

,

Рисунок 8.2 - Расчетная схема тихоходного вала

а) Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции



; (8.10)

; (8.11)

Проверка

(8.12)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 8.2)

б) Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции

; (8.13)

; (8.14)

Проверка

(8.15)

4628,6-3533,61+105,56-1200,55=0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 8.2)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8.16)

(8.17)

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении

(8.18)



9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

По результатам проектирования были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники 36209 по ГОСТ 831-75.

Определяем коэффициент влияния осевого нагружения, исходя из типа выбранного подшипника

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

(9.1)

(9.2)

Определяем осевые нагрузки подшипников

(9.3)

Вычисляем отношения

По результатам сопоставлений выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки



RE1=V·Rr1·Kу·Kt; (9.4)

RE2=(X·V·Rr2+YRa2)·Kу·Kt; (9.5)

RE1=1·2937,68·1,1·1,0=3231,45 Н.

RE2=(0,45·1·1533,79+1,622·1736,64)·1,1·1,0=3857,23 Н.

Ведем расчет по второму нагруженному подшипнику.

Определяем динамическую грузоподъемность по формуле

(9.6)

где n = 731 об/мин - частота вращения внутреннего кольца подшипника;

m = 3 - показатель степени;

а1 = 1 - коэффициент надежности;

а23 = 0,7 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество его эксплуатации;

Lh = 30000 ч. - долговечность подшипника;

RE - эквивалентная динамическая нагрузка;

Определяем базовую долговечность

(9.7)

Подшипник пригоден.

9.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

По результатам проектирования были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники 36212 по ГОСТ 831-75.

Определяем коэффициент влияния осевого нагружения, исходя из типа выбранного подшипника

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

(9.8)

(9.9)

Определяем осевые нагрузки подшипников

(9.10)

Вычисляем отношения

По результатам сопоставлений выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки

RE1=V·Rr1·Kу·Kt; (9.11)

RE2=(X·V·Rr2+YRa2)·Kу·Kt; (9.12)

RE1=1·3536,15·1,1·1,0=3889,77 Н.

RE2=(0,45·1·1575,52+1,754·1841,49)·1,1·1,0=4332,71 Н.

Ведем расчет по второму нагруженному подшипнику.

Определяем динамическую грузоподъемность по формуле

(9.13)

где n = 205,92 об/мин - частота вращения внутреннего кольца подшипника;

m = 3 - показатель степени;

а1 = 1 - коэффициент надежности;

а23 = 0,7 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипников и качество его эксплуатации;

Lh = 30000 ч. - долговечность подшипника;

RE - эквивалентная динамическая нагрузка;

Определяем базовую долговечность

(9.14)

Подшипник пригоден.



10. Уточненный расчет валов

Проверочный расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов. Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала сравнить их с допускаемыми.

(10.1)

10.1 Расчет быстроходного вала

Определяем нормальные напряжения в опасном сечении

(10.2)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала;

(10.3)

Определяем касательные напряжения в опасном сечении

(10.4)



где Мк - крутящий момент;

- полярный момент инерции сечения вала;

(10.5)

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

(10.6)

(10.7)

где = 1,9 и = 1,6 - эффективные коэффициенты напряжений; - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; = 1,05 - коэффициент влияния шероховатости; = 1,6 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала



(10.8)

(10.9)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(10.10)

(10.11)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

(10.12)

Вал удовлетворяет условию прочности.



10.2 Расчет тихоходного вала

Определяем нормальные напряжения в опасном сечении

(10.13)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала;

(10.14)

Определяем касательные напряжения в опасном сечении

(10.15)

где Мк - крутящий момент;

- полярный момент инерции сечения вала;

(10.16)

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:



(10.17)

(10.18)

где = 1,9 и = 1,6 - эффективные коэффициенты напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; = 1,05 - коэффициент влияния шероховатости;

= 1,6 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала

(10.19)

(10.20)

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:



(10.21)

(10.22)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

(10.23)

Вал удовлетворяет условию прочности.



11. Расчет корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьём из серого чугуна

Определяем толщину стенки корпуса

(11.1)

Принимаем мм.

Определяем толщину стенки крышки корпуса редуктора

(11.2)

Принимаем мм.

Определяем толщину верхнего пояса корпуса редуктора

(11.3)

Принимаем мм.

Определяем толщину пояса крышки редуктора

(11.4)



Принимаем мм.

Определяем толщину нижнего пояса корпуса редуктора

(11.5)

Принимаем мм.

Определяем толщину ребер жесткости корпуса редуктора

(11.6)

Принимаем мм.

Определяем диаметр фундаментных болтов

(11.7)

Принимаем мм.

Определяем ширину нижнего пояса корпуса редуктора

(11.8)

Принимаем мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

(11.9)

Принимаем мм.

Определяем ширину пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

(11.10)

Принимаем мм.

Ширину пояса назначают на 2...8 мм меньше К, принимаем К1 = 20 мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

(11.11)

Принимаем мм.

Определяем диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

(11.12)

Принимаем мм для быстроходного и тихоходного валов.

Определяем диаметр отжимных болтов, который принимаем ориентировочно из диапазона (8…16) мм, большие значения для тяжёлых редукторов.

Определяем диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

(11.13)

Принимаем мм.

Определяем диаметр резьбы пробки

(11.14)

Принимаем мм.



12. Выбор способа смазки и смазочного материала

12.1 Смазывание зубчатых зацеплений

Смазывание передач редуктора осуществляется методом непрерывного смазывания жидким маслом, картерным непроточным методом.

Выбираем сорт масла И-Г-А-68 ГОСТ 174794-87, рекомендуемый для цилиндрической передачи.

Объем масляной ванны принимаем в расчете 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности, то есть по формуле

(12.1)

Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем.

12.2 Смазывание подшипников

Подшипники смазываются консистентной пластичной смазкой - солидол жировой ГОСТ 1033-79. Полость подшипников закрыта с внутренней стороны маслозащитной шайбой. Смазочный материал набивают в подшипники вручную.



13. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой тщательно очищают внутреннюю полость корпуса и покрывают его маслостойкой краской. Проверяется пригодность узлов и деталей редуктора. Сборку производят в соответствии с монтажным чертежом.

Корпус редуктора литой, с горизонтальными разъемами, состоит из двух частей - основание, крышка.

На быстроходный вал редуктора насаживаются подшипники. Подшипники закрепляются в корпусе при помощи уплотнительных прокладок, и герметизируются врезными крышками.

На тихоходный напрессовывается зубчатое колесо. Соединение с валом при помощи шпонки. Надевается распорное кольцо и устанавливаются подшипники.

Для предотвращения попадания консистентной смазки в редуктор используются маслозащитные шайбы со ступицей. Для герметизации используются торцевые и врезные крышки. В подшипники набивается консистентная смазка солидол. После установки валов, корпус закрывается крышкой. Затем части корпуса редуктора фиксируются штифтами и соединяются при помощи болтов (винтов).

Устанавливается жезловый маслоуказатель, пробка сливного отверстия. Через смотровое окно редуктора заливается необходимое количество масла. Смотровое отверстие закрывается крышкой.

Редуктор устанавливается на раме и подсоединяется к валу электродвигателя, установленного на этой же раме, посредством муфты, и к приводу.

Проводится проверка работоспособности.



Заключение

В курсовом проекте рассчитан и спроектирован привод, на основе одноступенчатого вертикального цилиндрического прямозубого редуктора.

На основании кинематического расчета выбран электродвигатель 4А180М8УЗ с номинальной мощностью Рном = 15,0 кВт и номинальной частотой вращения n = 731 об/мин, определено передаточное число привода uф = 3,55.

При расчете зубчатых передач определен главный параметр - межосевое расстояние, подобран материал и произведен проверочный расчет.

При проведении проектного расчета подшипников вычислили динамическую грузоподъемность подшипников и их базовую долговечность. При сравнении этих параметров с базовой грузоподъемностью и требуемой долговечностью определена пригодность подшипников.

Определен порядок сборки редуктора.



Литература

1. Кузнецов С.П. Курс лекций по Прикладной Механике. КНИТУ-КАИ, Казань, 2020.

2. Гайнутдинов Р.Х. Практические занятия и консультации по КР Прикладной механике. КНИТУ-КАИ, Казань, 2020.

3. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

4. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград. Янтарный сказ 2003. - 454 с.

5. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3 - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2004. - 864 с.: ил.

6. Захаров, Н. М., Газиев, Р. Р. Детали машин. Учебно-методическое пособие. Уфа 2010.-28 с.

Размещено на Allbest.ru