Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью
Кинематическая схема как схема, на которой показана последовательность передачи движения от двигателя через передаточный механизм к рабочим органам машины и их взаимосвязь. Промежуточный вал редуктора. Проектировочный расчет параметров редуктора.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 31.10.2014 |
| Размер файла | 2,8 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Курсовая работа
Спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью
Кинематическая схема механизма
Рис. 1. Кинематическая схема привода к лесотаске:
I- быстроходный вал редуктор;
II- промежуточный вал редуктора;
III- тихоходный вал редуктора.
Исходные данные расчета
Мощность на выходном валу P3 - 5,5 кВт;
Угловая скорость на выходном валу щ3 - 11 рад/с.
1. Силовой и кинематический расчет привода
Требуемая мощность электродвигателя Ртр, кВт:
Ртр= , (1.1)
где - общий КПД привода;
Общий КПД привода находим по формуле [3, с. 4]:
, (1.2)
где= 0,960,97 - КПД быстроходной зубчатой передачи;
=0,97 - 0,98 - КПД тихоходной зубчатой передачи;
= 0,99 - КПД муфты;
= 0,99- КПД подшипника качения, [4, с. 43].
= 0,990,970,98•0,993= 0,913.
Ртр=
По ГОСТ 19523-81 выбираем тип электродвигателя 4АM132S4У3 с синхронной частотой вращения nдв = 1500 об/мин, с параметрами: мощность двигателя Рдв= 7,5 кВт и номинальной частотой вращения двигателя nдв=1460 об/мин [4, с.406].
2. Кинематический расчет редуктора
Частота вращения тихоходного вала n3, об/мин:
, (2.1)
об/мин.
Общее передаточное отношение редуктора:
, (2.2)
.
(2.6)
где U1 - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора;
U2 - передаточное тихоходной ступени редуктора.
U2=
Принимаем U2=3,15 тогда
Принимаем U1=4,5.
Тогда фактическое передаточное отношение равно:
Определяем отклонение фактического передаточного отношения:
Определение расчетных параметров ступеней привода
Частота вращения:
- ведущего вала редуктора n1 об/мин:
nдв=n1=1460 об/мин.
- промежуточного вала редукторa n2, об/мин:
(2.7)
об/мин;
-ведомого вала редуктора n3, об/мин:
(2.8)
об/мин.
Угловые скорости:
- на ведущем валу редуктора 1 с -1
(2.9)
рад/с.
- на промежуточном валу редуктора 2 рад/с:
(2.10)
рад/с.
- на ведомом валу редуктора 3, рад/с:
(2.11)
рад/с.
Мощность:
- на ведомом валу редуктора Р3, кВт:
Р3=Рвых·=7,5·0,913=6,85 кВт. (2.12)
- на промежуточном валу редуктора Р2, кВт:
(2.13)
- на ведущем валу редуктора Р1, кВт:
(2.14)
Вращающий момент:
- на ведущем валу редукторa Т1, Нм:
(2.15)
Нм.
- на промежуточном валу редуктора Т2, Нм:
(2.16)
Нм.
- на ведомом валу редуктора Т3, Нм:
(2.17)
Нм.
Таблица 1.1
|
Вал |
об/мин |
-1 |
P, Вт |
T, Hм |
|
|
Ведущий редуктора |
1460 |
152,86 |
7500 |
49,06 |
|
|
Промежуточный редуктора |
324,44 |
33,97 |
7060 |
207,8 |
|
|
Ведомый редуктора |
103 |
10,78 |
6850 |
635,07 |
3. Проектировочный расчет геометрических параметров редуктора
3.1 Быстроходная ступень
Выбираем материал для изготовления шестерни и зубчатого колеса. Для шестерни выбираем сталь 45 с последующей термообработкой - улучшением, твердостью 230 HB; для колеса сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость 245 HB [3. c.34].
Допускаемое контактное напряжение , МПа:
(3.1)
где [SH] - коэффициент безопасности, [SH] =1,1 - 1,2. Принимаем [SH] =1,2 [3. c.33];
KHL - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора принимают KHL=1;
предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа. Для колеса заготовка выбирается в пределах свыше 120 мм диаметра, тогда HB=245 [3. c.34].
(3.2)
МПа.
МПа.
Для шестерни заготовка выбирается в пределах меньше 90 мм диаметра, тогда HB=230 [3. C.34].
МПа.
МПа.
Принимаем МПа.
Допускаемое напряжение изгиба , МПа:
(3.3)
где - коэффициент безопасности;
предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа, при HB 300 [3, c.45].
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа:
, (3.4)
Для шестерни
МПа.
Для колеса
МПа.
Коэффициент безопасности [SF]:
(3.5)
где коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, [3. c.45].
коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [3. c.44].
KFC - коэффициент, учитывающий тип передачи; KFC=1 для нереверсивной передачи;
KFL - коэффициент долговечности, принимаем KFL=1.
Расчетное допускаемое напряжение на изгиб:
Для шестерни:
МПа.
Для колеса:
МПа.
Принимаем МПа.
Межосевое расстояние aw12, мм:
(3.6)
где Ка- вспомогательный коэффициент для косозубых передач, Ка=43 [3. c.32].
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, 1 [3. c.32];
Т =Т2/2=207,8/2=103,9 Нм -вращающий момент на валу колеса, т.к. рассчитывается одна пара;
ширина зубчатого венца, [3. c.33];
U1 - передаточное число быстроходной передачи, U1=4,5.
мм.
По ГОСТу 2185-66 принимаем значение межосевого расстояния мм[3. c.36].
Модуль зацепления m, мм:
(3.7)
мм.
По ГОСТу 9563-60 принимаем значение модуля зацепления зубчатых колес m12=2,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев в=10°.
Число зубьев шестерни Z1:
(3.8)
Принимаем Z1 =20.
Число зубьев зубчатого колеса Z2:
(3.9)
Принимаем Z2 =90.
Уточняем значение угла наклона зубьев:
, (3.10)
.
в=10,84°.
Определяем геометрические размеры передачи.
Делительный диаметр шестерни d1, мм:
(3.11)
мм.
Делительный диаметр колеса d2, мм:
(3.12)
d2=2,5·90/cos10,84=229,09 мм.
Диаметры вершин зубьев шестерни ,мм:
(3.13)
мм.
Диаметры вершин зубьев колеса ,мм:
(3.14)
da2=2·2,5+229,09=234,09 мм.
Уточняем межосевое расстояние:
(3.15)
мм.
Ширина колеса b2, мм:
(3.16)
где коэффициент ширины венца колеса, [3. c.33];
мм.
Принимаем b2=56 мм.
Ширина шестерни b1, мм:
(3.17)
мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру :
(3.18)
Окружная скорость колес V, м/с и степень точности передачи:
(3.19)
м/с.
Для косозубых колес при V<5м/с назначаем по ГОСТу 1643-81 8-ю степень точности [3,c.32].
Определяем силы действующие в зацеплении.
Окружная сила , Н:
(3.20)
Н.
Радиальная сила , Н:
(3.21)
где угол зацепления, принятый по ГОСТу 13755-81,
Н.
Осевая сила Fa12, H:
Fa12= Ft12·tgв, (3.22)
Fa12= 960·tg10,84°=180 Н.
3.2 Тихоходная ступень
Выбираем материал для изготовления шестерни и зубчатого колеса. Для шестерни выбираем сталь 45 с последующей термообработкой - улучшением, твердостью 230 HB; для колеса сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость 245 HB [3. c.34].
Допускаемое контактное напряжение , МПа:
(3.22)
где [SH] - коэффициент безопасности, [SH] =1,1 - 1,2. Принимаем [SH] =1,2 [3. c.33];
KHL - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора принимают KHL=1;
предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа. Для колеса заготовка выбирается в пределах свыше 120 мм диаметра, тогда HB=245 [3. c.34].
(3.22)
МПа.
МПа.
Для шестерни заготовка выбирается в пределах меньше 90 мм диаметра, тогда HB=230 [3. C.34].
МПа.
МПа.
Принимаем МПа.
Допускаемое напряжение изгиба , МПа:
(3.23)
где - коэффициент безопасности;
предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа, при HB 300 [3, c.45].
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа:
, (3.24)
Для шестерни
МПа.
Для колеса
МПа.
Коэффициент безопасности [SF]:
(3.25)
где коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, [3. c.45].
коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [3. c.44].
KFC - коэффициент, учитывающий тип передачи; KFC=1 для нереверсивной передачи;
KFL - коэффициент долговечности, принимаем KFL=1.
Расчетное допускаемое напряжение на изгиб:
Для шестерни:
МПа.
Для колеса:
МПа.
Принимаем МПа.
Межосевое расстояние , мм:
(3.26)
где Ка- вспомогательный коэффициент для прямозубых передач, Ка=49,5 [3. c.32].
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, 1 [3. c.32];
Т3 =496,26 Нм -вращающий момент на валу колеса, т.к. рассчитывается одна пара;
ширина зубчатого венца, [3. c.33];
U2 - передаточное число тихоходной передачи, U2=3,15.
мм.
По ГОСТу 2185-66 принимаем значение межосевого расстояния мм [3. c.36].
Модуль зацепления m, мм:
(3.27)
мм.
По ГОСТу 9563-60 принимаем значение модуля зацепления зубчатых колес m34=2,5 мм.
Суммарное число зубьев ZУ шестерни и колеса:
ZУ=2aw/m34, (3.28)
ZУ=.
Число зубьев шестерни Z3:
(3.29)
Принимаем Z3 =43.
Число зубьев зубчатого колеса Z4:
(3.30)
Принимаем Z4 =136.
Определяем геометрические размеры передачи.
Делительный диаметр шестерни d3, мм:
(3.31)
мм.
Делительный диаметр колеса d4, мм:
(3.32)
d4=2,5·136=340 мм.
Диаметры вершин зубьев шестерни ,мм:
(3.33)
мм.
Диаметры вершин зубьев колеса ,мм:
(3.34)
da4=2·2,5+340=345 мм.
Уточняем межосевое расстояние:
(3.35)
мм.
Ширина колеса b4, мм:
(3.36)
где коэффициент ширины венца колеса, [3. c.33];
мм.
Принимаем b4=56 мм.
Ширина шестерни b3, мм:
(3.37)
мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру :
(3.38)
Окружная скорость колес V, м/с и степень точности передачи:
(3.39)
м/с.
Для прямозубых колес при V<5м/с назначаем по ГОСТу 1643-81 8-ю степень точности [3,c.32].
Определяем силы действующие в зацеплении.
Окружная сила , Н:
(3.40)
Н.
Радиальная сила , Н:
(3.41)
где угол зацепления, принятый по ГОСТу 13755-81,
Н.
4. Проверочный расчет передач редуктора
4.1 Быстроходная ступень
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки :
(4.1)
где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых передач;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,
коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, [3.c.39].
Проверяем контактное напряжение , МПа:
(4.2)
МПа.
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверяем зубья на выносливость , МПа, по напряжениям изгиба:
(4.3)
где коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от эквивалентных чисел зубьев;
m - модуль зацепления зубчатых колес, мм;
допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа;
коэффициент нагрузки;
(4.4)
где коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, [3. с.43].
коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, [3. с.43].
Эквивалентное число зубьев .
Определяем коэффициент формы зуба [3. c.42].
Коэффициент Yb определяется по формуле:
(4.5)
.
Коэффициент KFa, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, равен:
(4.6)
где - коэффициент торцевого перекрытия, рекомендуется принимать = 1,5;
n - степень точности зубчатых колес.
KFa=
МПа <МПа.
Условие выносливости зубьев по напряжению изгиба выполняется.
4.2 Тихоходная ступень
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки :
(4.7)
где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,
коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, [3.c.39].
Проверяем контактное напряжение , МПа:
(4.8)
МПа.
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверяем зубья на выносливость , МПа, по напряжениям изгиба:
(4.9)
где коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от эквивалентных чисел зубьев;
m - модуль зацепления зубчатых колес, мм;
допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа;
коэффициент нагрузки;
(4.4)
где коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, [3. с.43].
коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, [3. с.43].
Эквивалентное число зубьев
Определяем коэффициент формы зуба [3. c.42].
МПа <МПа.
Условие выносливости зубьев по напряжению изгиба выполняется.
5. Расчет валов редуктора
Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении = 20 МПа:
мм.
Принимаем мм.
Диаметр вала dВ1 под подшипники, мм:
мм.
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП1=dП1+3·r=40+3·2=46 мм, r=2 мм [4, c.188]. (5.2)
Промежуточный вал:
Диаметр выходного конца вала , мм:
,
мм.
Принимаем мм.
Диаметр вала под подшипники, мм:
мм.
Диаметр в месте посадки зубчатого колеса dK2, мм:
мм.
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП2=dП2+3·r?dK2
dБП2=dП2+3·r=45+3·2,5=52,5 мм [4, c.188].
Принимаем dБП2=55 мм.
Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:
dБК2=dК2+3·f=55+3·5=70 мм, f=5 мм [4, c.174].
Принимаем dБК2=70 мм.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца вала , мм:
,
мм.
Принимаем мм.
Диаметр вала под подшипники, мм:
мм.
Диаметр в месте посадки зубчатого колеса dK3, мм:
мм.
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП3=dП3+3·r?dK2
dБП3=dП3+3·r=60+3·2,5=67,5 мм [4, c.188].
Принимаем dБП3=70 мм.
Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:
dБК3=dК3+3·f=70+3·5=85 мм, f=5 мм [4, c.174].
Принимаем dБК3=85 мм.
Определение реакций в опорах валов
Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем силы Ft1=960 H, Fr1=360 H, Fа1=180 H.
Из этапа компоновки редуктора имеем: l1 =64,8 мм, l2=155,2 мм.
Реакции опор:
а) вертикальная плоскость:
.
.
Проверка:
Ry1 - 2Fr1+Ry2 = 0
360 - 2360+360=0
Эпюра изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4:
Mх1 = 0;
MхI = Ry1·l1=36064,8=23,328 Нм;
M'хI = Ry2·(l1 + l2 ) -Fа1·d1/2 - Fr1 l2=360·(64,8+155,2) - 180·25,45 -
- 360155,2=18,746 Н·м;
MхII = Ry2·l1=36064,8=23,328 Нм;
M'хII = Ry1·(l1 + l2 ) -Fа1·d1/2 - Fr1 l2=360·(64,8+155,2) - 180·25,45 -
360155,2=18,746 Н·м
Mх2 = 0.
б) горизонтальная плоскость:
.
.
Проверка:
Rx1 - 2Ft1+Rx2 = 0
960 - 2960+960=0
Реакции определены верно.
Эпюра изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4:
My1 = 0;
MyI = -Rx1·l1=-96064,8=-62,208 Нм;
MyI = -Rx2·l1=-96064,8=-62,208 Нм;
My2 = 0.
Суммарные радиальные реакции:
Н.
Н.
Промежуточный вал
Из предыдущих расчетов имеем силы Ft1=960 H, Fr1=360 H, Fа1=180 H, Ft2=3870 H, Fr2=1410 H,
Из этапа компоновки редуктора имеем: l1 =65,8 мм, l2=77,6 мм.
Реакции опор:
а) вертикальная плоскость:
H
H
Проверка:
Ry1+2Fr1 - Fr2 +Ry2 = 0
350+2360 -1410+350=0
Эпюра изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4:
Mх1 = 0;
MxI = Ry1·l1 =35065,8=23,03 Нм;
M'xI = Ry1·l1 + Fа1·d2/2=35065,8+180·114,5=49,04 Нм;
MхII = Ry1·(l1 + l2)+ Fr1·l2 +Fа1·d2/2=350(65,8+77,6) +36077,6+180114,5=104,136 Н·м;
Mх2 = 0.
б) горизонтальная плоскость:
H
H
Проверка: Rx1+2Ft1 - Ft2 +Rx2 = 0
0=0.
Реакции определены верно.
Эпюра изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4:
Mу1 = 0;
Mу2 = 0;
MуI = Rx1·l1=97065,8=63,826 Нм;
MуII = Rx1·(l1 + l2)+ Ft1·l2=970(65,8+77,6)+96077,6=213,594 Нм;
Суммарные радиальные реакции:
Н.
Н.
Ведомый вал
Из предыдущих расчетов имеем силы Ft2=3870 H, Fr2=1410 H.
Из этапа компоновки редуктора имеем: l1 =146,4 мм, l2=146,4 мм.
Реакции опор:
а) вертикальная плоскость:
.
Н
.
Н
Проверка:
Ry1-Fr2 +Ry2 = 0
705 - 1410+705=0
Эпюра изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4:
Mх1 = 0;
MхI = Ry1·l1 =705146,4=103,212 Н·м;
Mх2 = 0.
б) горизонтальная плоскость:
.
Н
.
Н
Проверка:
Rx1-Ft2 +Rx2 = 0
1935 - 3870+1935=0
Эпюра изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4:
My1 = 0;
MyI = Rx1·l1 =1935146,4=283,284 Н·м;
My2 = 0.
Суммарные радиальные реакции:
Н.
Н.
Эпюра ведущего вала
Эпюра промежуточного вала
Эпюра ведомого вала
6. Расчет на усталость ведомого вала редуктора в сечении со шпоночной канавкой
Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S]=2,5 [3, c. 162].
Материал тихоходного вала - сталь 45; термическая обработка-улучшение.
При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение предела прочности В=730 МПа [3, c. 34].
Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
-1=0,43·В; (6.1)
-1=0,43730=313,9 МПа.
Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:
-1=0,58·-1 (6.2)
-1 =0,58313,9=182,5 МПа.
Сечение под зубчатым колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Назначаем коэффициенты: масштабные факторы Kу = 0,76 и K = 0,65 [3, с. 166]; коэффициенты концентрации напряжений k = 1,4 и kу = 1,7 [3, с. 165]; коэффициенты у =0,05 и =0 [3, с. 164, 166].
Крутящий момент на валу Т3 = 635,07•10 3Н·мм.
Изгибающие моменты:
Mx=103,212 Н мм;
My=283,284 Н мм.
Суммарный изгибающий момент в сечении:
Момент сопротивления кручению нетто сечения вала:
Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала:
Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
Амплитуда симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала:
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
Условие прочности выполняется.
7. Выбор подшипников и расчет долговечности подшипников
Ведущий вал
В проектируемом редукторе опоры валов не нагружены осевой силой, поэтому эквивалентная нагрузка будет определятся по формуле:
Pэ = VPrKбKт (7.1)
где, Рr=1030 H, V=1 (вращается внутреннее колесо); коэффициент безопасности Кб = 1; КТ =1.
Pэ = 1103011=1550 Н.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=40 мм, D=90 мм, В=23 мм, С=41 кН, С0 =22,4 кН [3, c.394].
Расчетную долговечность L, млн. об. по формуле:
(7.2)
млн.об.
Расчетную долговечность Lh, час по формуле:
(7.3)
час.
Lh =724628,63>10000 часов, установленных ГОСТ 16162-85. Условие долговечности выполнено, подшипник пригоден.
Промежуточный вал
В проектируемом редукторе опоры валов не нагружены осевой силой, поэтому эквивалентная нагрузка будет определятся по формуле:
Pэ = VPrKбKт (7.4)
где, Рr=1030 H, V=1 (вращается внутреннее колесо); коэффициент безопасности Кб = 1; КТ =1.
Pэ = 1103011=1030 Н.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=45 мм, D=100 мм, В=25 мм, С=52,7 кН, С0 =30 кН [3, c.394].
Расчетную долговечность L, млн. об. по формуле:
(7.5)
млн. об.
Расчетную долговечность Lh, час по формуле:
(7.6)
час.
Lh =6893901>10000 часов, установленных ГОСТ 16162-85. Условие долговечности выполнено, подшипник пригоден.
Ведомый вал
В проектируемом редукторе опоры валов не нагружены осевой силой, поэтому эквивалентная нагрузка будет определятся по формуле:
Pэ = VPrKбKт 7.7)
где, Рr=2057 H, V=1 (вращается внутреннее колесо); коэффициент безопасности Кб = 1; КТ =1.
Pэ = 1205711=2100 Н.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 312 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=60 мм, D=130 мм, В=31 мм, С=81,9 кН, С0 =48 кН [3, c.394].
Расчетную долговечность L, млн. об. по формуле:
(7.8)
млн. об.
Расчетную долговечность Lh, час по формуле:
(7.9)
час.
Lh =10211719>10000 часов, установленных ГОСТ 16162-85. Условие долговечности выполнено, подшипник пригоден.
8. Расчет шпоночного соединения
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок устанавливаются по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
(8.1)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа.
Делаем расчет сечения ведомого вала под колесом.
Ведомый вал:
Шпонка под зубчатым колесом: d=70 мм; мм; мм; длина шпонки мм; момент на валу Н·мм.
Условие выполнено.
9. Выбор марки смазки и ее количества
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях H и фактической окружной скорости Vs.
Выбираем для смазывания зубчатых колес масло И-30-А, где:
И - индустриальное;
А - масло без присадок;
30 - класс кинематической вязкости [3, с. 255].
Для многоступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванный определяет из расчета 0,4…0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.
Принимаем объем масляной ванны 0,6 л на кВт передаваемой мощности: 0,6·7=4,2 литра.
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень масла находится в пределах от модуля до четверти диаметра зубчатого колеса.
Принимаем hM =10 мм.
Определяем общий уровень масла:
H=
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 по табл. 9.14 [1, с.198] периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
10. Описание сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий валы насаживают втулки и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С, а также сквозную крышку подшипника с манжетным уплотнением;
- в промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колеса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
- в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле, а также сквозную крышку подшипника с манжетным уплотнением.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, вставляют глухие крышки подшипников и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Проверяют проворачивание валов отсутствием заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку.
Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку и устанавливают полумуфту.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
11. Описание способа смазки передач и подшипников
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием в масляную ванну). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях V от 0,3 до 12,5 м/с.
В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способа отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала в сопряженных узлах.
При смазывании зубчатых окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях V > 2 м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса. В качестве пластичного смазочного материала назначаем солидол жировой ГОСТ 1033-79.
Уровень масла, находящегося в редукторе, контролируют жезловым маслоуказателем.
Для предохранения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги используем армированные манжетные уплотнения из бензомаслостойкой резины. В нашем случае достаточно установить манжеты без пыльника и в один ряд, так как уровень масла не доходит до уровня манжеты и редуктор не предназначен для работы в запыленной внешней среде.
На быстроходном валу устанавливаем манжету 40х60, на тихоходном - манжету 60х85. Установленные манжеты соответствуют ГОСТ 8752-79.
Список литературы
1. Гузенков П.Г. Детали машин. -- М.: Высшая школа, 1986. - 359 с.
2. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 3-е, доп. и перераб. М., «Высшая школа», 1976.
3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.- М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематическая схема и расчет привода. Выбор оптимального типа двигателя. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Конструктивная компоновка привода.
курсовая работа [379,5 K], добавлен 04.04.2009Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
курсовая работа [332,8 K], добавлен 09.01.2009Расчет одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронной передачей. Выбор привода, определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя. Расчет зубчатой передачи, валов, ременной передачи. Конструирование корпуса редуктора.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.02.2015Проектирование зубчатого двухступенчатого цилиндрического редуктора ТВДМ-602. Оценочный расчет диаметров валов. Определение геометрических размеров. Проверочный расчет на усталостную прочность для выходного вала. Определение долговечности подшипников.
курсовая работа [138,8 K], добавлен 04.06.2011Определение мощности двигателя и моментов на валах редуктора. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Проектировочный расчет валов на кручение. Расчет и выбор подшипников по динамической грузоподъемности. Расчет болтового соединения фундаментных лап.
курсовая работа [316,1 K], добавлен 04.06.2011Потребляемая мощность привода. Расчет меньшего и большого шкивов, тихоходной и быстроходной ступеней редуктора. Общий коэффициент запаса прочности. Выбор типа подшипников. Определение номинальной долговечности деталей. Расчет основных параметров пружины.
курсовая работа [155,4 K], добавлен 23.10.2011Механизм управления предкрылками самолета ТУ–144. Электромеханизм, подъемники предкрылков, трансмиссия и каретки предкрылков. Расчет параметров и конструирование передачи винт–гайка. Расчет зубчатой передачи, валов редуктора, шлицевых соединений.
курсовая работа [311,9 K], добавлен 25.02.2012Определение энергетических, кинематических и геометрических параметров двигателя, газодинамические расчеты его основных узлов. Профилирование ступени компрессора, коэффициенты полезного действия винта и редуктора. Расчёт и формирование облика двигателя.
курсовая работа [7,3 M], добавлен 22.02.2012Особенности выбора двигателя и расчётов его необходимой мощности. Методология определения общего передаточного отношения редуктора и разбиение его по ступеням. Расчет параметров кинематической схемы редуктора. Сущность электромеханической системы.
курсовая работа [599,2 K], добавлен 25.04.2015Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [151,8 K], добавлен 17.05.2012
