Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

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 ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и соответственно повышение 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 стального), в котором помещают элементы передачи -- зубчатые колеса, 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 помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

В настоящем задании мы рассмотрим проектирование вертикального конического редуктора.



I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Наибольшее распространение в промышленности получили трёхфазные асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором. Эти двигатели просты в конструкции и обслуживании, надёжны в эксплуатации, имеют небольшую стоимость.

Расчёт привода начинают с определения общего КПД кинематической схемы, общего передаточного числа и выбора электродвигателя.

По таблице 1.1 (1,стр.5)примем: КПД пары конических зубчатых колес ?_зп=0.97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ?_пп=0.99.

Общий КПД привода:

n = ?_зп*?² _пп= 0.97?0.99?0.99= 0.95

Требуемая мощность электродвигателя:

=

Частота вращения тихоходного вала =47 рад/c

По данным таблицы П1 приложения (ГОСТ 19523-81),(1,стр.390) подходят электродвигатели четырёх марок:

Типоразмер	nc , об/мин	s , %	nн , об/мин	iрасч	i
100L2	3000	3.4	2898	6.457	6.3
112M4	1500	3.7	1444.5	3.218	3.15
132S2	1000	3.3	967	2.155	2.24
132M8	750	4.1	719.25	1.603	1.6

Номинальные частоты вращения:

n_н = n_с(1-S)

n_н=3000•(1-0.034)=2898(^об/_мин)

n_н=1500•(1-0.037)=1444.5(^об/мин)

n_н=1000•(1-0.033)=967(^об/мин)

n_н=750•(1-0.041)=719.25(^об/мин)

Передаточное отношение привода:

i_расч =

i_расч ==6.457

i_расч = =3.218

i_расч = =2.155

i_расч= =1.603

Округляем вычисленное значение i до величины по ГОСТ 2185-66(1, стр.36)

Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин , с параметрами Р_дв=5.5 кВт и скольжением s = 3.7% (ГОСТ 19523--81 стр.390), =3.15

=2.12%

Вращающие моменты и угловые скорости (1, стр. 340):

на валу шестерни

T₁ = = =36,19•10³ (Н ?мм)

(^рад/_с)

на валу колеса

T₂ = T₁?i?з = 36,19•10³?3,15?0.95 = 108,299•10³(Н ?мм).

(^рад/_с)

==458.57 (об/мин)

Вал	n, об/мин	,рад/с	Т,Н*м
1	1444,5	151,27	36,19
2	458,57	48,02	108,299



II. Расчет зубчатых колес редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки не превысит 120 мм).

По таблице 3.3 принимаем материалы со средними механическими характеристиками, для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ₁ 270; для колеса- сталь 40X улучшенную с твердостью НВ₂ 245.

Допускаемые контактные напряжения (по формуле (3.9)):

[у_H]1 = ,

[у_H]2 = ,

где у_Hlimb -- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Срок службы привода в часах

ч.

Число циклов нагружений зубьев колеса

Базовое число циклов для материала колеса(по табл.3.2(1))

Коэффициент долговечности

По табл.3.2(1) принимаем для шестерни и колеса пределы контактной выносливости:

у_Hlimb1 = 2?HB₁ +70=2?270+70=610МПа;

у_Hlimb2 = 2?HB₂ +70=2?245+70=560МПа;

при длительной эксплуатации коэффициент долговечности

Примем коэффициент безопасности [S_H] = 1,15, тогда

Допускаемое контактное напряжение.

=486.96МПа

Коэффициент K_HB при консольном расположении шестерни примем равным K_HB=1,35 (1,табл. 3.1, стр. 32).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ш_bRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76(1)).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29), стр. 49)

В этой формуле для прямозубой передачи K_d=99; передаточное число

i=3.15;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e2=200 мм (1,стр. 49).

Примем число зубьев шестерни z₁=25. Число зубьев колеса

z₂=z₁• i =25•3.15=78.75

Примем z₂=79. Тогда

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76 допустимых 3%.

Внешний окружной модуль(1,стр.50)

(округлять m_e до стандартного для конических колёс не обязательно).

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

Принимаем b=30мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_e?z₁=2.531?25=63.28 мм

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R_e-0,5b)sinд₁ = 2•(104,86-0,5•30)sin17,56? = 54.23 мм

d₂=2(R_e-0,5b)sinд₂ = 172.162 мм

Внешние диаметры шестерни и колеса( по вершинам зубьев):

d_ae1=d_e1+2m_e cosд₁=63,28+2?2.531cos17,56?

d_ae1=68.15 мм

d_ae2=d_e2+2m_e cosд₂=200+2?2.531cos72.32?

d_ae2=201.54 мм

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колёс

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hв K_HбK_Hх =1.22•1•1.05=1.30

По таблице 3.5 (стр. 39) при Ш_bd=0.553 консольном расположении колёс и твёрдости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, K_Hв=1.23

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, K_Hб=1.0 (таблица 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при х<=5 м/с K_Hх=1.05 (таблица 3.6).

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 (стр. 47).

Силы в зацеплении.

Окружная

;

радиальная для шестерни, равная окружной для колеса:

осевая для шестерни, равна радиальной для колеса:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.31, стр.50)

.

Коэффициент нагрузки .

По таблице 3.7 при Ш_bd=0.553 консольном расположении колёс,валах на роликовых подшипников и твёрдости HB<350 значения K_Fв=1,38

По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости х=4.102м/с и седьмой степени точности K_Fх=1,45 (значение взято для восьмой степени точности в соответствии с указаниями на стр. 53. В соответствии с ними для редукторных конических зубчатых передач надо, как правило, назначать седьмую степень точности изготовления, но значения коэффициентов берут такие, которые соответствуют восьмой степени точности цилиндрических зубчатых колёс).

Итак, .

Y_F-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1=3.9 и Y_F2=3.6 (1,стр. 42).

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

По таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350

Для шестерни: = 1.8?270 = 486 МПа;

Для колеса: = 1.8?245 = 441 МПа.

Коэффициент запаса прочности [S_F] = [S_F]'[S_F]” .По таблице 3.9

[S_F]' = 1,75, для поковок и штамповок [S_F]” = 1.

Таким образом, [S_F] = 1.75?1=1.75

Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на выносливость:

для шестерни:

Для колеса:

Находим отношение :

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем зуб колеса:

Условие прочности выполнено.

Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке.

Расчётные контактные напряжения при пиковой нагрузке по формуле 3.21(1)

Допускаемое контактное напряжение под действием максимальной нагрузке для стальных колес с улучшением: (4,ст183)

,где предел текучести для стали Ст 40Х при диаметре заготовки >160мм

Условие прочности выполнено.

Проверочный расчёт на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчётные изгибные напряжения при пиковой нагрузке

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:

Условие прочности выполнено. Таким образом, все условия прочности выполняются.



III. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего T_k1=T₁=36.19 10³ Н•мм

Ведомого T₂ = T_к1?i?з = 36.19? 10³•3.16?0,95 =108.642? 10³ Н? мм

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

[ф_k] = 25МПа по формуле (стр.161):

d_B1 ? =

Определяем по марке выбранного электродвигателя внутренний диаметр двигателя (по ГОСТ 19523-81),(1,стр.391)

d_дв =32 мм

Выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой (по ГОСТ 20834-22), (стр.280) с номинальным моментом [Тн]=125 расточками полумуфты под выходной конец ведущего вала диаметром d_в1=25 мм

Диаметр вала под уплотнение

d_y=d_в1+(2ч5)=27ч30 мм

Выбираем уплотнительную манжету резиновую армированную (по ГОСТ 8752-79),(1,стр.209) c d_y=30 мм

Принимаем диаметр под подшипниками: d_п1=35 мм

Выбираем роликоподшипники конические однорядные особолёгкой серии 2007107 (по ГОСТ 333-79), (стр. 401).

Диаметр вала под шестерню принимаем:

d_k1=25 мм

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала d_В2 определяем при меньшем значении [ф_k]=25 МПа.

d_B2 ? =

Принимаем по ГОСТ 6630-60(1,стр.162) d_в2=28 мм.

Выбираем манжету резиновую армированную (по ГОСТ 8752-79), (1,стр.209) c d_y=30мм.

Диаметр вала под подшипник d_п2=35 мм

Выбираем роликоподшипники конические однорядные легкой серии 2007207(по ГОСТ 333-79),(1,стр 401).

Диаметр вала под зубчатое колесо:

d_к2=d_п2+5=35+5=40(мм) по ГОСТ 6630-60, (1,стр.162)

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка вала (назовём его по аналогии l_ст )

;

Колесо:

Коническое зубчатое колесо кованое (таблица 10.1 стр. 233). Его размеры: d_ae2 = 201.54 мм; b₂ = 30 мм.

Диаметр ступицы d_ст2 = 1,6?d_k2 = 1,6?40 =64 мм;

длина ступицы l_ст = (1,2 1,5)?d_k2 =(1,2 1,5)?40 = 48 60 мм;

принимаем l_ст2 = 50мм.

Толщина обода д_о = (2.5 4)?m = (2.5 4)?2.169=5.4238.676 мм;\

принимаем д_о = 8 мм.

Толщина диска С = (0.1 0.17)•R_e = (0.1 0.17)•104.86= 10.4917.83 мм;

принимаем С=14 мм.



V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0.05?R_e + 1 = 0.05?104.86 + 1 = 6.243 мм;

принимаем д = 8 мм;

д₁ = 0.04? R_e + 1 = 0.04?104.86 + 1 = 5.194 мм;

принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки:

b = 1,5?д = 1.5?8 = 12 мм;

b₁ = 1,5?д₁ = 1.5?8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса:

p = 2.35?д = 2.35?8 = 19 (мм);

Диаметр болтов:

фундаментных:

d₁ = 0.055•R_e + 12 =0.055?104.86+ 12 =17.77 мм,

принимаем фундаментные болты с резьбой M20;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

d₂ = (0,7 0,75)?d₁ = (0,7 0,75)?20 = 14 15 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

болтов, соединяющих крышку с корпусом:

d₃ = (0,5 0,6)?d₁ = (0,5 0,6)?20 = 10ч 12 мм;

принимаем болты с резьбой М12.



VI. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: для смазывания зацепления применяется масляный туман, создаваемый брызговиками; для подшипников - пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме этого раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла. Брызговики также нужны для нормальной работы подшипников. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции - разрез по осям валов - на листе формата А1. Наносим осевые линии ведущего и ведомого валов, проводим осевые линии делительных конусов, вычерчиваем колесо и шестерню в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала. Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные особо легкой серии (таблица П7):

Таблица 2.

Условное обозначение подшипника	d, мм	D, мм	Т, мм	С, кН	С0, кН	е
2007107 2007207	35 35	62 72	18 18,25	32 35,8	23 26	0,27 0,37

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х₁ = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у₁ = 10 мм (для размещения мазе удерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (таблица 9.21). Для однорядных конических роликоподшипников по формуле (( 9.11)[1] )

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f1=39+14=54.2 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

Примем C₁ = 90 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х₂ = 15 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у₂ = 15 мм (для размещения мазе удерживающего кольца).

Размер для подшипников 2007207 ведомого вала

Примем f₂ = 57,25 мм и с₂ =111.5 мм .



VII. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Cуммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле (9.9 стр. 216):

Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21). В нашем случае S₁ > S₂; F_a1 > 0; тогда

;

Рассмотрим левый подшипник:

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 (стр. 212):

из заданных условий V=1; K_m=1 (по таблице 9.20 стр. 214); коэффициент безопасности K_б=1,5; (по таблице 9.20 стр. 214); для конических подшипников при коэффициент X=0,4 и коэффициент Y=1,62 (по таблице 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка:

Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211] (млн. об).

Расчётная долговечность, ч:

где n=949 (^об/_мин) - частота вращения ведущего вала.

Найденная долговечность приемлема.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1 =v·P_r1·К_Б·К_Т

Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211]

4790,92 (млн. об).

Расчётная долговечность, ч:

Подшипники приемлемы.

Ведомый вал:

Суммарные реакции:

,

.

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле (9.9 стр. 216):

Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21). В нашем случае S₃<S₄; F_a2>S₄-S₃; тогда P_a3=S₃=80,09; P_a4 = S₄+ F_a2 = 242,55+ 463,14 = 705,69 Н

Рассмотрим верхний подшипник.

Отношение , поэтому не следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э3=v·P_r3·К_Б·К_Т

Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр.211]

(млн. об).

Расчётная долговечность, в часах (стр. 211)

ч>t_час=44100ч

где n=458,57 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Найденная долговечность приемлема.

Рассмотрим нижний подшипник.

Отношение ,поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 (стр. 212):

;

;

Расчётная долговечность, млн. об. (стр.211)

(млн. об).

Расчётная долговечность, ч

ч,

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.



VIII. Второй этап компоновки редуктора

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

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных, гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок - по таблицам гл. VIII. Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку. Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой. Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1 - 2 мм.

Подшипники размещаем в стакане. Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 - 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 15 мм, у2 = 15 мм и др.

Используя расстояния с1 и с2, вычерчиваем подшипники.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала, а с другой - в мазеудерживающее кольцо.

Наносим толщину стенки корпуса д=8 мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

IX. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 (стр.169). Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (стр.171)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа.

Напряжение среза:

Допускаемы напряжения среза при

Ведущий вал:

1.Шпонка на выходном концу ведущего вала.

d_в1= 25 мм; сечение и длина шпонки b x h x l= 8 x 7 x 56 мм; глубина паза по ГОСТ 23360-78 t₁=4 мм; момент на ведущем валу Нмм;

(МПа)

(МПа)<

Ведомый вал:

9.1Шпонка на выходном концу ведомого вала

d_в2= 28 мм; сечение и длина шпонки b x h x l= 8 x 7 x 32 мм; глубина паза t₁=4мм; момент на ведомом валу Нмм;

(МПа)

(МПа)<

9.2 Шпонка под зубчатым колесом ведомого вала

d _к2= 40мм; сечение и длина шпонки b x h x l= 12 x 8 x 32мм; глубина паза t₁=5 мм; момент на ведомом валу Нмм;

(МПа)

(МПа)<



X. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательное от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]=2.5..3. Прочность соблюдена при .

Материал валов - сталь 40Х улучшенная; у_в=930 МПа (таблица 3.3).

Пределы выносливости:

предел выносливости при симметричном цикле изгиба (стр. 162):

у_-1 = 0,43у_в = 0,43·930 = 400 МПа;

предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

ф-₁ = 0,58у-₁ = 0,58·400 = 232 МПа.

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Сечение под шпоночной канавкой(А-А).

M_у= M_y2=0 Hмм

M_x=M_x2=0

Суммарный изгибающий момент

Н?мм;

Сечение под подшипником(Б-Б).

M_y=M_y1=-47664,7Hмм

M_х=M_х1=47664,7 Hмм

Суммарный изгибающий момент

Н?мм;

Момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициенты (стр. 166):

Коэффициент шероховатости:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления:

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

По таблице 8.5, 8.8 коэффициенты:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр.164)

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Условие s > [s] выполнено.

Сечение под шестерней(С-С).

M_у=21035 Hмм

M_х=-72063

Суммарный изгибающий момент

Н?мм;

Момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент шероховатости поверхности:

по таблице 8.7 (стр. 166) отношение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления:

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

По таблице 8.7 ;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр.164)

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Условие s > [s] выполнено.

Ведомый вал:

Сечение под правым подшипником(Е-Е).

M_х=M_х4=25015,6 Hмм

M_у=M_у4=11236,21 Hмм

Суммарный изгибающий момент

Н?мм;

Момент сопротивления изгибу(1, табл.8.5)

Амплитуда сопротивления сечения:

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (стр.162)

,где среднее напряжение , коэффициент

Полярный момент сопротивления:

мм³

Амплитуда касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

По таблице 8.7

Результирующий коэффициент запаса прочности

.

Условие s > [s] выполнено.

Сечение под зубчатым колесом(Д-Д).

M_х=M_х3=-52743 Hмм

M_у=M_у3=-22472.82 Hмм

Изгибающий момент

Н?мм;

Момент сопротивления сечения

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициенты по таблице 8.5, 8.8:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (стр.162)

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла по касательным напряжениям

МПа.

По таблице 8.5, 8.8:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

,

Результирующий коэффициент запаса прочности

.

Условие s > [s] выполнено.

Во всех сечениях выполнено условие s>[s].



ХI. Вычерчивание редуктора

Вычерчиваем редуктор в двух проекциях в масштабе 1:1 с основной надписью.

Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редуктора. Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.

Рассмотрим, как передается осевая сила. От шестерни осевая сила передается через заплечник вала, мазеудерживающее кольцо, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора.

Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазеудерживающим кольцом, а с другой - манжетным уплотнением.

Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса передается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на корпус редуктора.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из технического картона.

Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины. Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.

Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя коническими штифтами.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М20.



ХII. Выбор сорта масла

Для смазывания зубчатого зацепления применяют брызговики, забрасывающие масло на шестерню и колесо. При смазывании данного редуктора объем масляной ванны примем из расчета 0,25 л на 1 кВт передаваемой мощности V= 0,25·5,5=1,375 дм³. По таблице 10,8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_н=486,96 МПа и средней скорости н=4,102 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28·10^-6 м²/с. По таблице 10,10 [1] принимаем масло индустриальное И - 30А (по ГОСТ 29799- 75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываем в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по таблице 9,14 [1] - солидол синтетический (солидол С) ГОСТ 4366-76. Для продолжительной работы редуктора смазку необходимо менять каждые полгода.

ХIII. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, в следующей последовательности: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые до 80 - 100?С. Сборка производится так же, как и для цилиндрической передачи,

Для нормальной работы подшипников необходимо создание в подшипниках натяга оптимальной величины, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, установленных под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм. Вращение подвижных элементов подшипников должно происходить легко и свободно, однако в подшипниках не должно быть больших зазоров. Регулирование осевого положения конической шестерни осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливаются под фланцы стакана.

Регулирование положения конического колеса осуществляется с помощью набора металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы выступов крышек.

В валы закладываются шпонки, напрессовывают их в основание 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. Ставят крышки подшипников.

Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами. Ввертывают пробку маслоспускового отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, установленной техническими условиями.



Список используемой литературы

редуктор двигатель расчет кинематический

1) Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. - 3-е изд., перераб. и доп. М.:ООО ТИД <<Альянс>>, 2005. 416 с.

2) Курсовое проектирование деталей машин / И. Н. Солдатов г. Иваново, 2003

3) Допуски и посадки. Выбор и расчет, указание на чертежах/Анухин В.И. 2001

4) Детали машин: учебник для машиностроительных специальностей вузов / М.Н Иванов, В.А Финогенов. -12е изд.- испр.-М.:Высш.шк.,2008. 408ст.:ил.

Размещено на Allbest.ru