Реферат: Расчет редуктора

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. Выборэнерго-кинематический расчет привода

2. Проектные ипроверочные расчеты закрытых передач привода

3. Расчетклиноременной передачи

4. Проектировочныйрасчет валов

5. Подбор и расчетподшипников

6. Подбор и расчетшпонок

7. Проверочныйрасчет ведомого вала

8. Конструктивныеразмеры корпуса редуктора

9. Выбор способасмазки редуктора

10. Выбор уплотнений

11. Выборшероховатости поверхностей основных деталей привода

12. Выбор основныхпосадок

13. Порядок сборкиредуктора

14. Списоклитературы

Введение

Целью курсового проектаявляется практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыковпроектирования основных узлов и деталей машин.

Объектом курсовогопроектирования являются механические передачи для преобразования вращательногодвижения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводепредставлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь естьремённые и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительныемуфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали,уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находятпрактическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты наконтактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов итермообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее.

При выполнении проектаиспользуются математические модели, базирующиеся на теоретических иэкспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности,материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительноймеханике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивленияматериалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологиимашиностроения, машиностроительного черчения и др.

Энерго-кинематического расчета привода

I. Выбор параметров передач привода

1.1 НазначяемКПД передач и элементов (подшипников) привода:

- клиноременнаяпередача —/>0,96

- передачаредуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — />0,98

- подшипникикачения (одна пара) — />0,99

1.2.Определяемориентировочное (расчетное) значение КПД привода:

/>,

где m — число пар подшипников качения вприводе

В данном случае m=3

1.3. Задаемсяпередаточными числами передач привода:

- клиноременная передача— U1=2

- зубчатаяцилиндрическая передача — U2=3

- зубчатаяцилиндрическая передача — U3=3

1.4. Определяемпередаточное число привода:

2. Определяемрасчетную мощность электродвигателя:

3. Определяемпотребную частоту вращения вала электродвигателя:

4. Выбираемэлектродвигатель:

марка электродвигателя — 4А132S2/1455./>/>

5. Определяемфактическое передаточное число привода:

6. Принятоепередаточное число требует корректировки. Оставляем передаточное число открытойпередачи прежним

U1=2. /> />; />. Uст2=3,15;Uст3=2,5.

Определим погрешность исравним ее с 6%:

/>,

значит условиевыполняется.

Передаточные числапередач:

- клиноременнаяпередача — Uст1=2

- зубчатаяцилиндрическая передача — Uст2=3,15

- зубчатаяцилиндрическая передача — Uст3=2,5

7. Определяемчастоты вращения валов привода:

/> 1455об/мин

/>об/мин

8. Определяемкрутящий момент на валах привода:

/>Н*м

9. Определяемугловые скорости вращения валов привода:

/>;

/>.

Сводная таблица:вал I II III IV n, об/мин. 1455 727,5 230,95 92,38 T, Нм 36,67 69,7 213,02 516,69

/>, с-1

152,29 76,145 24,173 9,669

Расчет тихоходнойпередачи.

Исходные данные:

U = 2,5 – передаточное число;

n3 = 230,95 об/мин – частота вращения шестерни;

n4 = 92,38 об/мин – частота вращения зубчатого колеса;

T3 = 213,02Нм – вращающий момент на шестерне;

T4 = 516,69 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе;

Pвых = 5 кВТ;

Коэффициент перегрузкипри пуске двигателя Кпер = 1,4.

Материал шестерни – сталь40ХН;

Материал колеса – сталь40ХН;

Способ термическойобработки:

шестерни – закалка (Нш= 50 HRC);

колеса – улучшение (Нк= 300 HВ);

Срок службы – 19000 ч.

1. Проектировочный расчет

Выбираем коэффициентширины зуба /> сучетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: />= 0,4 [с. 7].

Тогда коэффициент ширинызуба по диаметру /> определяем по формуле [ф. 3.1]:

/>.

Проектныйрасчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи[ф. 3.2]:/>, где«+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления; /> –вспомогательный коэффициент; T4– вращающий момент на валу колеса (на 4-м валу), Нм;U – передаточное отношение; />– коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; /> – коэффициентширины зуба;/> – допускаемоеконтактное напряжение, МПа.

Для прямозубой передачивспомогательный коэффициент /> = 495 [т. 3.1].

/>= 1,125 – данный коэффициентпринимают в зависимости от параметра />, схемы передачи и твердостиактивных поверхностей зубьев [р. 3.1].

Допускаемыеконтактные /> напряженияопределяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:
/>,где/>– пределконтактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;SH–коэффициент запаса прочности;ZN – коэффициентдолговечности;ZR – коэффициент,учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;/>– коэффициент,учитывающий окружную скорость;ZL – коэффициент,учитывающий влияние вязкости масла;ZX – коэффициент,учитывающий размер зубчатого колеса.

/>= 0,9;

Тогда:

/>.

Коэффициенты запасапрочности: для шестерни — SH3= 1,2; для колеса — SH4 = 1,1 [с. 9].

Предел контактнойвыносливости />, МПа [т. 3.2]:

для шестерни />МПа;

для колеса />МПа.

Суммарное число цикловперемены напряжений /> при постоянной нагрузкеопределяется следующим образом [ф. 3.4]:

/>,

гдес – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n– частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t– срок службы передачи, в часах.

Таким образом:

/> циклов,

/> циклов.

Базовое число цикловперемены напряжений /> определим по графику,представленному на рис. 3.3

/>циклов (НHRC= 50 ≈ 480 HB).

/> циклов (HHB= 300).

Примечание: переводтвердости по HRC в HB по приложению 1.

Так как /> определяем значение /> по формуле [c. 10]:

/>;

/>.

Используя полученныеданные, найдем допускаемые контактные напряжения />, МПа:

/>;

/>.

Вкачестве допускаемого контактного напряжения /> для прямозубой передачи припроектировочном расчете принимают наименьшее допускаемое контактное напряжение:/>.Полученныеданные подставим в формулу по определению межосевого расстояния: />=166,82 мм.Полученноемежосевое расстояние округляется до стандартного значения [c.11]: /> = 180 мм.Ориентировочноопределяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:

/> мм.

ПоГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c.17]: m = 2,5 мм.Зададимсяуглом наклона /> и определим суммарное zC,число зубьев шестерни z3и колеса z4 [ф.3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:
/>Тогда:/>; округляем доцелого: z3 = 41.z4 =zС –z1= 144 – 41 = 103.Действительноепередаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:

/>.

Уточняемзначение угла b по формуле [ф. 3.24]:

/> тогда />.

Основныеразмеры шестерни и колеса:Диаметрыделительные шестерни и колеса определяются по формуле [ф. 3.25], мм:/>Проверимполученные диаметры по формуле [ф. 3.26]:/>,чтосовпадает с ранее найденным значением.Диаметрывершин зубьев определяются по формуле [ф. 3.27] с учетом того, что зубьяизготовлены без смещения (х = 0), мм:/>,/>;диаметрывпадин [ф. 3.28], мм:/>,/>;основныедиаметры, мм:

/>,

где делительный уголпрофиля в торцовом сечении:

/>.

Ширинаколеса определяется по формуле [ф. 3.29]:

/> мм.

Ширинашестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:

b3 = b4 + (5...10) = 72 + (5...10) = 77…82мм.

Полученноезначение ширины округляем до нормального линейного размера: b1= 80 мм.Определимокружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:

/> м/c..

По окружной скоростиколес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4].

2.Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

2.1Расчет контактных напряжений />где/> = 270 –коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатыхколес;/>– коэффициент,учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, дляпрямозубых передач 1,75./>– коэффициент,учитывающий суммарную длину контактных линий./>/>

Коэффициент />, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости отокружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]:

/> = 1,11.

/> = 1,125; />; /> = 180 мм (определено ранее).

Динамический коэффициент /> определяетсяпо таблице 5.1:

/>.

/>/> условие выполнено.

Недогруз = />

(в курсовомпроектировании недогруз должен быть не более 20%).

3. Расчетзубьев на выносливость при изгибе

3.1Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб

Допускаемымнапряжением /> определяютсяпо формуле [ф. 5.11]:/> ,

где /> – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

/> – коэффициент запаса прочности;

/> – коэффициент долговечности;

/> – коэффициент, учитывающийградиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений;

/> – коэффициент, учитывающийшероховатость переходной поверхности;

/> – коэффициент, учитывающийразмеры зубчатого колеса.

Коэффициент запасапрочности /> определяется в зависимости отспособа термической и химико-термической обработки [см. приложение 2]:

/>= 1,7; />= 1,7.

Коэффициент долговечности/> находитсяпо формуле [ф. 3.14]:

/> но не менее 1,

где />– показатель степени [с.14];

/> – базовое число циклов переменынапряжений, NFlim= 4×106 циклов;

/> – суммарное число циклов переменынапряжений, уже определены:

/> циклов,

/> циклов.

Так как /> и />, то />.

Предел выносливости приотнулевом цикле изгиба />, выбирается в зависимости отспособа термической или химико-термической обработки [приложение 2]:

дляшестерни с объемнойзакалкой из стали марки 40ХН />= 580 МПа, для колеса с улучшением стали марки40ХН />=1,75*300; /> = 525 МПа.

Коэффициент, учитывающийвлияние двустороннего приложения нагрузки />, так как одностороннее приложениенагрузки [c. 34].

Тогда:

3.2Определение расчетного изгибного напряжения

Расчетом определяютнапряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждогозубчатого колеса.

Выносливость зубьев,необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливаютсопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении напереходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]:

/>.

Расчетное местноенапряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:

/>,

где Т – крутящий момент,Н*м;

m – нормальный модуль, мм;

z – число зубьев;

/> – коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее);

/> – коэффициент, учитывающий формузуба и концентрацию напряжений;

/> – коэффициент, учитывающийвлияние наклон зуба;

/> – коэффициент, учитывающийперекрытие зубьев;

/> – коэффициентнагрузки.

Коэффициент/>, учитывающий форму зуба иконцентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]:

/>,

гдеx3 = x4 = 0 – коэффициенты смещения; />, /> – таккак шестерни прямозубые. Тогда:

/>;

/>.

Таккак

/> > />,

тодальнейший расчет будем проводить для колеса.

Коэффициент/>,учитывающий влияние угла наклона зубьев, для прямозубых колес равен 1.

Коэффициент />, учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1.

Коэффициент нагрузки /> принимают по формуле [ф. 5.6]:

/>,где/> –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную вциклограмме нагружения);/> –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении дозоны резонанса;/> – коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;/> – коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициент, учитывающийвнешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]:

/>= 1.

Динамический коэффициент /> определен по таблице 5.1.

Коэффициент />, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,определяется по графику [р. 3.5], в зависимости от коэффициента />:

/> = 1,15.

Коэффициент />, учитывающий неравномерность распределения нагрузкимежду зубьями, берется равным 1.

Таким образом:

/>.

Тогда:

Сопоставим расчетные идопускаемые напряжения на изгиб:

/>.

Следовательно,выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более99 %.

4. Расчет наконтактную прочность при действии максимальной нагрузки

При действии максимальнойнагрузки /> наибольшееза заданный срок службы контактное напряжение /> не должно превышать допускаемого />[ф. 4.14] :

Напряжение /> [ф. 4.15] :

/>,

где /> – коэффициент внешнейдинамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки (см.приложение 4). />=1.

Допускаемое контактноенапряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций илихрупкого разрушения поверхностного слоя />, зависит от способа химико-термической обработкизубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Длязубчатых колес, подвергнутых улучшению или закалке принимают [ф. 4.16]:

/>;

где /> – предел текучести,Мпа.

Для стали 40ХН с закалкой/>=1400 МПа;

Для стали 40ХН сулучшением />=600 МПа.

487,11 < 1680, зн.условие выполнено.

5. Расчет напрочность при изгибе максимальной нагрузкой

Прочностьзубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого изломаили образования первичных трещин в поверхностном слое, определяютсопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряженийизгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16]:

/>.

Расчетное местноенапряжение /> МПа,определяют по формуле[ф. 5.17]:

/>.

/> < /> /></>Зн.условия выполнены.

Расчетбыстроходной передачи

Исходные данные:

U2 = 3,15 – передаточное число;

n2 = 727,5 об/мин – частота вращения шестерни;

n3 = 230,95 об/мин – частота вращения зубчатого колеса;

T2 = 69,7 Нм – вращающий момент на шестерне;

T3 = 213,02 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе;

Pвых = 5 кВТ;

Коэффициент перегрузкипри пуске двигателя Кпер = 1,4.

Материал шестерни – сталь40ХН;

Материал колеса – сталь40ХН;

Способ термическойобработки:

шестерни – улучшение (Нш= 300 HВ);

колеса – улучшение (Нк= 300 HВ);

Срок службы – 19000 ч.

1.Проектировочный расчет

Выбираем коэффициентширины зуба /> сучетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: />= 0,315 [с. 7].

Тогда коэффициент ширинызуба по диаметру /> определяем по формуле [ф. 3.1]: />.

Проектныйрасчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи[ф. 3.2]:/>,
где«+» для внешнего зацепления, «–» для внутреннего зацепления; /> –вспомогательный коэффициент; T3– вращающий момент на валу колеса (на 3-м валу), Нм;U2– передаточное отношение; />– коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; /> – коэффициентширины зуба;/> – допускаемоеконтактное напряжение, МПа.

Для косозубой передачивспомогательный коэффициент /> = 430 [т. 3.1].

/>= 1,11 – данный коэффициентпринимают в зависимости от параметра />, схемы передачи и твердостиактивных поверхностей зубьев [р. 3.1].

Допускаемыеконтактные /> напряженияопределяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [ф. 3.3]:/>,где/>– пределконтактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;SH–коэффициент запаса прочности;ZN – коэффициентдолговечности;ZR – коэффициент,учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;/>– коэффициент,учитывающий окружную скорость;ZL – коэффициент,учитывающий влияние вязкости масла;ZX – коэффициент,учитывающий размер зубчатого колеса.

/>= 0,9;

Тогда:

/>.

Коэффициенты запасапрочности: для шестерни и колеса из материала однородной структуры принимаем />=1,2 и />= 1,2 [с. 9].

Предел контактнойвыносливости />, МПа [т. 3.2]:

для шестерни />МПа;

для колеса />МПа.

Суммарное число цикловперемены напряжений /> при постоянной нагрузкеопределяется следующим образом [ф. 3.4]:

/>,

Таким образом:

/> циклов,

/> циклов.

Базовое число цикловперемены напряжений /> определим по графику,представленному на рис. 3.3

/> циклов (HHB= 300).

Так как /> определяем значение /> по формуле [c. 10]:

/>;

/>.

Используя полученныеданные, найдем допускаемые контактные напряжения />, МПа:

/>;

/>.

Вкачестве допускаемого контактного напряжения /> для косозубой передачи припроектировочном расчете принимают условное допускаемое контактное напряжение,определяемое по формуле: />= />. При этом должно выполнятьсяусловие: /><1,23/>, где /> – меньшее иззначений /> и/>. Впротивном случае принимают />= />./>= />= /><1,23*421,6= 518,57/>
Полученныеданные подставим в формулу по определению межосевого расстояния: />Полученноемежосевое расстояние округляется до стандартного значения [c.11]:/> = 140 мм.Ориентировочноопределяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:

/> мм.

ПоГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c.17]: m = 2 мм.Зададимсяуглом наклона /> и определим суммарное zC,число зубьев шестерни z2и колеса z3 [ф.3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:/>Тогда:/>; округляем доцелого: z1 = 33. z2 =zС –z1= 138 – 33 = 105.Действительноепередаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:

/>.

Уточняемзначение угла b по формуле [ф. 3.24]:

/> тогда />.

/>,

где делительный уголпрофиля в торцовом сечении:

/>.

Ширинаколеса определяется по формуле [ф. 3.29]:

/> мм.

Ширинашестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:

b1 = b2 + (5...10) = 44,1 + (5...10) =49,1…54,1 мм.

Полученныезначение ширины округляем до нормальных линейных размеров: b1= 52 мм, b2= 44 мм.Определимокружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:

/> м/c..

По окружной скоростиколес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4].

2. Проверочный расчет на контактнуювыносливость активных поверхностей зубьев 2.1.Расчет контактных напряжений />где/> = 270 –коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатыхколес;/>– коэффициент,учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, длякосозубых передач:/>; />; />./>– коэффициент,учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:/>/>

/> = 1,13.

/> = 1,11; />; /> = 140 мм (определено ранее).

Динамический коэффициент /> определяетсяпо таблице 5.1:

/>.

/>/> условие выполнено.

Недогруз = /> (в курсовомпроектировании недогруз должен быть не более 20%).

3. Расчетзубьев на выносливость при изгибе

3.1Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб

Допускаемымнапряжением /> определяютсяпо формуле [ф. 5.11]:/> ,

где /> – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

/> – коэффициент запаса прочности;

/> – коэффициент долговечности;

/> – коэффициент, учитывающийградиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений;

/> – коэффициент, учитывающийшероховатость переходной поверхности;

/> – коэффициент, учитывающийразмеры зубчатого колеса.

/>= 1,7; />= 1,7.

Коэффициент долговечности/> находитсяпо формуле [ф. 3.14]:

/> но не менее 1,

где />– показатель степени [с.14];

/> – базовое число циклов переменынапряжений, NFlim= 4×106 циклов;

/> – суммарное число циклов переменынапряжений, уже определены:

/> циклов,

/> циклов.

Так как /> и />, то />.

дляшестерни и колеса с улучшением изстали марки 40ХН

/>МПа,

/>МПа.

Тогда:

3.2Определение расчетного изгибного напряжения

/>.

Расчетное местноенапряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:

/>,

где Т – крутящий момент,Н*м;

m – нормальный модуль, мм;

z – число зубьев;

/> – коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее);

/> – коэффициент, учитывающий формузуба и концентрацию напряжений;

/> – коэффициент, учитывающийвлияние наклон зуба;

/> – коэффициент, учитывающийперекрытие зубьев;

/> – коэффициентнагрузки.

Коэффициент/>, учитывающий форму зуба иконцентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]:

/>,

гдеx1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения;

/>, /> – таккак шестерни косозубые. Тогда:

/>;

/>.

Таккак /> </>, тодальнейший расчет будем проводить для шестерни.

Коэффициент/>,учитывающий влияние угла наклона зубьев, для косозубых колес: />

Коэффициент />, учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1.

Коэффициент нагрузки /> принимают по формуле [ф. 5.6]:

Коэффициент, учитывающийвнешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]:

/>= 1.

Динамический коэффициент /> определен по таблице 5.1.

/> = 1,1.

Коэффициент />, учитывающий неравномерность распределения нагрузкимежду зубьями, берется равным 1.

Таким образом:

/>.

Тогда:

Сопоставим расчетные идопускаемые напряжения на изгиб:

/>.

Следовательно,выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более99 %.

4. Расчет на контактную прочность при действии максимальнойнагрузки

Напряжение /> [ф. 4.15] :

/>,

/>;

где /> – предел текучести, длястали 40ХН с улучшением />=600 МПа.

454,38 < 1680, зн.условие выполнено.

5. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

/>.

Расчетное местноенапряжение /> МПа,определяют по формуле[ф. 5.17] :

/>.

/> < /> зн.условиевыполнено.

Предварительныйрасчет валов редуктора

У подобранногоэлектродвигателя dдв = 38 мм.

Ведущий вал

Диаметр выходного концавала при допускаемом напряжении

/> Н/мм2

/>мм

Необходимо выровнять dв2с валом электродвигателя:

Примем

Примем под подшипниками dп1 = 1,1dв2 = 1,1*30 = 33 мм, полученное значение округляем доближайшего значения внутреннего кольца подшипника, поэтому принимаем />

Диаметр вала под шестернюопределяем по формуле: dк1 = dп1 + 5 = 35+ 5 = 40 мм.

/>зн выполняем вал-шестерню.

У промежуточного валаопасное сечение под шестерней z3, по нижним допускаемым напряжениям:

Принимаем диаметр подшестерней /> Такойже диаметр выполним под зубчатым колесом /> Под подшипниками /> Принимаем />

/>зн колесо выполняем со ступицей:

/>, принимаем dcт2 = 67 мм.

Принимаем />

Принимаем толщину обода />

Толщина диска С2= 0,3*b2 = 0,3*44 = 13,2 мм.

Примем С2 = 14 мм.

/>зн шестерню устанавливаем нашпонке.

Ведомый вал

Диаметр выходного концавала dв определяем при /> Н/мм2:

/>мм.

Примем ближайшее большеезначение из стандартного ряда: dв4= 48 мм;

Диаметр вала подподшипниками принимаем dп4 = dв4 + 5 = 48 + 5 = 53 мм, полученное значение округляем доближайшего значения внутреннего кольца подшипника, поэтому принимаем d/>= 55 мм.

Под зубчатым колесом dк4 = dп4 + 5 = 55 + 5 = 60 мм.

/>зн колесо выполняем со ступицей:

/>, принимаем dcт4 = 95 мм.

Принимаем />

Принимаем толщину обода />

Толщина диска С4= 0,3*b4 = 0,3*72 = 21,6 мм.

Примем С4 = 22 мм.

Подбор и расчет подшипниковПредварительныйвыбор подшипников качения

Ведущий вал

Схема установки подшипника:2 (враспор).

Радиально-упорныешариковые однорядные подшипники 36307.

Размеры: d = 35 мм, D = 80 мм, B = 21 мм, r = 2,5 мм.

Грузоподъёмность, кН: Cr= 35,0; Co= 27,4.

Серия: средняя.

Промежуточный вал

Схема установкиподшипника: 2 (враспор).

Радиально-упорныешариковые однорядные подшипники 36307.

Размеры: d = 35 мм, D = 80 мм, B = 21 мм, r = 2,5 мм.

Грузоподъёмность, кН: Cr= 35,0; Co= 27,4.

Серия: средняя.

Выходной вал

Схема установкиподшипника: 2 (враспор).

Радиальные шариковыеоднорядные подшипники 311.

Размеры: d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм, r = 3 мм.

Грузоподъёмность, кН: Cr= 71,5; Co= 41,5.

Серия: средняя.

Определение консольных сил

Быстроходная косозубаяцилиндрическая передача:

Тихоходная прямозубаяцилиндрическая передача:

Клиноремённая передача:

Определение реакций вопорах подшипниках выходного вала:

Суммарный изгибающиймомент в наиболее нагруженном сечении выходного вала:

Крутящий момент

Построение эпюр

Проверочныйрасчёт подшипников

Определение динамическойгрузоподъёмности и проверка долговечности подшипников:

/> , /> , где

/> — эквивалентнаядинамическая нагрузка;

/>= 19000 ч — требуемаядолговечность подшипника;

/> — базовая динамическаягрузоподъёмность;

m – показатель степени для роликовых ишариковых подшипников;(m=3)

/> - базовая долговечность;

/> – угловая скорость вала;

/> - расчётная динамическаягрузоподъёмность.

Подшипники входного вала II:

Радиально-упорныешариковые однорядные подшипники:

Co= 27,4 кН – статическаягрузоподъёмность;

Cr= 35,0 кН — базовая динамическаягрузоподъёмность;

X =0,56 – коэффициент радиальнойнагрузки;

Y =2,3– коэффициент осевой нагрузки;

e =0,19 – коэффициент влияния осевогонагружения;

RВ1 = 1967,4 H – радиальная нагрузка подшипника;

Ra = 356 H – осевая нагрузка подшипника;

Kб =1.25 – коэффициент безопасности;

Kт =1 – температурный коэффициент;

V =1 – коэффициент вращения;

/>=/>Н

/>/>= 35 кН

Подшипник пригоден.

Подшипники промежуточноговала III:

Радиально-упорныешариковые однорядные подшипники:

Co= 27,4 кН – статическаягрузоподъёмность;

Cr= 35,0 кН — базовая динамическаягрузоподъёмность;

X =0,56 – коэффициент радиальнойнагрузки;

Y =2,3– коэффициент осевой нагрузки;

e =0,19 – коэффициент влияния осевогонагружения;

RА2 = 3576,4 H – радиальная нагрузка подшипника;

Ra = 356 H – осевая нагрузка подшипника;

Kб =1.25 – коэффициент безопасности;

Kт =1 – температурный коэффициент;

V =1 – коэффициент вращения;

/>=/>Н

/>/>= 35 кН

Подшипник пригоден.

Подшипники выходного валаIV:

/> = RA3 = 2976,3 Н

/>кН />= 71,5 кН

Подшипник пригоден.

Подбор и расчет шпонок

Расчёт шпонок на смятиеведётся по формуле:

/>, зн

/> Н/мм2 — допускаемоенапряжение на смятие;

Т – крутящий момент навалу, Н.мм;

d – диаметр ступени вала;

h – высота шпонки;

t– глубина паза вала;

b – ширина шпонки;

l – длина шпонки.

Ведущий вал:

Диаметр ступени вала подшкив клиноременной передачи d = 30 мм;

выбираем призматическуюшпонку по ГОСТ 23360-78;

/>, где

b – ширина шпонки, h – высота, l – длина;

глубина паза: вала t = 4; втулки t1 = 3,3; фаска r =0,5.

Промежуточный вал:

Диаметр ступени вала подколесом 2: d = 42 мм;

выбираем призматическуюшпонку по ГОСТ 23360-78;

/>, где

b – ширина шпонки, h – высота, l – длина;

глубина паза: вала t = 5; ступицы t1 = 3,3; фаска r = 0,5.

Такую же шпонку выбираемпод колесом 3: Шпонка 12*8*50 ГОСТ 23360-78.

Выходной вал:

Диаметр ступени вала подколесом 4: d = 60 мм;

выбираем призматическуюшпонку по ГОСТ 23360-78;

/>, где

b – ширина шпонки, h – высота, l – длина;

глубина паза: вала t = 7; ступицы t1 = 4,4; фаска r = 0,5.

Проверочный расчет выходного вала

Из эпюры изгибающихмоментов видно, что наиболее опасное сечение – в месте шпоночного паза дляустановки зубчатого колеса.

Условиепрочности вала:/>, где:

[s] – допускаемый коэффициент запаса, [s] =1,5…2,5;

s – расчётный коэффициент запаса врассматриваемом сечении вала;

/>, где

ss – коэффициент запаса прочности понормальным напряжениям;

st –коэффициент запаса прочности покасательным напряжениям.

/> ,

Амплитуда напряжений:

/> , где

/> — суммарный изгибающий момент врассматриваемом сечении;

/> — осевой момент сопротивлениясечения вала, мм3:

/>, где

b – ширина шпоночного паза;

t– глубина шпоночного паза вала;

d – диаметр вала под колесом.

/>;

Амплитуда цикла:

tа=/>, где

МК – крутящиймомент на валу;

/> – момент сопротивления кручению:

/>, где

b – ширина шпоночного паза; t– глубина шпоночного паза вала; d – диаметр вала под колесом.

Коэффициент концентрациинормальных напряжений:

/> , где

/>= 1,75 — эффективный коэффициентконцентрации напряжений;

/>= 0,68 — коэффициент влиянияабсолютных размеров поперечного сечения;

/>= 0,86 – коэффициентвлияния шероховатости;

/>=/>

Коэффициент концентрациикасательных напряжений:

/> , где

/>= 1,6 — эффективный коэффициентконцентрации напряжений;

/>= 0,68 — коэффициент влиянияабсолютных размеров поперечного сечения;

/>= 0,86 – коэффициентвлияния шероховатости;

Пределы выносливости врасчётном сечении вала:

/> Н/мм2, /> Н/мм2, где

s-1 и t-1 – пределы выносливости материала валапри симметричном цикле изгиба и кручения: s-1 = 310 Н/мм2,t -1 = 170 Н/мм2;

Коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:

Расчётный коэффициентзапаса в рассматриваемом сечении вала:

/> - условие прочности выполнено.

Конструктивные размерыкорпуса редуктора

Толщина стенок корпуса икрышки:

δ = 0,025.awт + 3 = 0,025. 180 + 3 = 7,5 мм;

δ1 = 0,02. awт + 3 = 0,02. 180 + 3 = 6,6 мм.

Примем δ = δ1= 8 мм.

Толщина фланцев корпуса икрышки:

— верхнего фланцакорпуса:

b = 1,5. δ = 1,5.8 = 12 мм.

— фланца крышкиредуктора:

b1 = 1,5. δ1 = 1,5. 8= 12 мм.

-нижнего фланца корпуса:

p = 2,35. δ = 2,35.8 = 18,8 мм. Примем р = 19 мм.

Диаметры болтов:

— фундаментных:

d1 = 0,033.awт + 12 = 0,033. 180 + 12 = 17,94 мм.

Принимаем фундаментныеболты М20.

— крепящих крышку ккорпусу у подшипника (бобышки):

d2 = 0,725. d1 = 0,725. 18 = 13,05 мм.

Принимаем болты с резьбойМ16.

— соединяющих крышку икорпус:

d3 = 0,55. d1 = 0,55. 18 = 9,9 мм.

Принимаем болты с резьбойМ10.

Толщина ребер корпуса икрышки:

с1 = 0,9.δ1 = 0,9. 8 = 7,2 мм.

Примем с1 = 8 мм.

Минимальный зазор междуколесом и корпусом:

e1 = 1,2.δ = 1,2. 8 = 9,6 мм. Примем в = 12 мм.

Минимальный зазор междунижней стенкой корпуса и колесом:

e2 = 10*mтих = 10*2,5 = 25 мм.

Выбор способа смазки редуктора

Смазывание зубчатыхзацеплений осуществляется окунанием в масло, заливаемого внутрь корпуса доуровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной ванны(принимается из расчета 0,6 дм3 на 1кВт передаваемой мощности):

Устанавливаем вязкостьмасла:

Вязкость масла выбираем взависимости от окружной скорости:

В быстроходной паре v=2,58 м/с и рекомендуемая вязкость масла ν = 81,5 сСт при 500С;

в тихоходной – v = 1,24м/с и рекомендуемая вязкость ν = 118 сСтпри 500С;

Среднее значение ν = 100 сСт. Выбираем масло И-100А.

Подшипники смазываютсятем же маслом за счет разбрызгивания.

Уровень маслаконтролируется жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

Выбор уплотнений

В качестве уплотненийпринимаем:

Для ведущего вала:манжета 1.1-35*58-1 ГОСТ 8752-79.

Для выходного вала:манжета 1.1-55*80-1 ГОСТ 8752-79.

Выбор шероховатости поверхностей

Шейки валов подподшипники и шестерни – 1,25...2,5 мкм,под уплотнения –3,2 мкм.

Торцы буртов подподшипники и шестерни – 2,5 мкм.

Поверхность зубьев – 2,5 мкм.

Остальные обработанныеповерхности – 12,5 мкм.

Канавки, фаски, радиусыгалтелей на валах и колёсах – 6,3 мкм.

Отверстия под болты /винты –12,5 мкм.

Рабочей поверхности шкива- 2,5 мкм.

Выбор посадок

Посадка зубчатых колес навалы />.

Посадки распорных втулокна валы />.

Посадки крышек в гнездапод подшипники />.

Шейки валов подподшипники выполняем с отклонением вала k6.

Посадка шкива на валредуктора />.

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннююполость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской.

Сборка производится всоответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

— на ведущий валнасаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 °С; на месте соединения вала со шкивомзакладывают шпонку.

— промежуточный вал: надеваютраспорную втулку, закладывают шпонки и напрессовывают шестерню и колесо; затемнадевают распорную втулку, устанавливают подшипники, предварительно нагретые вмасле;

— в выходной валнапрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорнуювтулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладываютв основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрываяпредварительно поверхности стыка крышки и корпуса пастой «Герметик» УЗО-М. Дляцентровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого ставят крышкиподшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкойсквозных крышек в проточки закладывают уплотнения. Проверяют проворачиваниемвалов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)и закрепляют крышки винтами.

На конец ведущего валаустанавливают шкив и закрепляют его.

Затем ввертывают пробкумаслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло изакрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона;закрепляют крышку болтами.

Собранный редукторобкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническимиусловиями.

ЛИТЕРАТУРА

1. Анурьев В.И.Справочник конструктора – машиностроителя. Куйбышев. М.: Машиностроение 1978.

2. Басов В.В. и др.:Чертеж – язык техники. – Куйбышев. Куйбышевское книжное издательство, 1976.

3. Деветериков Ю.Л.Подбор электродвигателя и муфт. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980.

4. Деветериков Ю.Л.Порядок расчета передач с использованием ЭЦВМ. Методическое пособие. ТПИ,Тольятти, 1980

5. Денисов Г.П.Подбор шпонок, проектирование зубчатых (шлицевых) соединение с гарантированнымнатягом. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980.

6. Денисов Г.П.Расчет планетарных редукторов с использованием ЭЦВМ. Методическое пособие. ТПИ,Тольятти, 1980.

7. Дунаев П.Ф.Конструирование узлов и деталей машин. М., «Высшая школа», 1978.

8. Журавлев В.В.Смазка редукторов. Тепловой расчет редукторов. Методическое пособие. ТПИ,Тольятти, 1980.

9. Иванов М.Н.,Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М., «Высшая школа», 1975.

10. Кудрявцев В.Н. идр. Конструирование и расчет зубчатых редукторов. М., «Машиностроение», 1978.

11. Орлов П.И. Основыконструирования. Справочно – методическое пособие. М., Машиностроение, кн: 1,2, 3; 1977.

12. Решетов Д.Н.Детали машин. М., «Машиностроение». 1974.

13. Решетов Д.Н.Детали машин. Атлас конструкций. М., «Машиностроение», 1972.

14. Федоренко В.А.,Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л., «Машиностроение»,1977.

15. Чернавский С.А. идр. Проектирование механических передач. Учебно–справочное пособие. М., «Машиностроение»,1976.

16. Чернин И.М. и др.Расчет деталей машин. Минск, «Высшая школа», 1974.

17. Мягков В.Д.Допуски посадки. Справочник. М.-Л., Машиностроение, 1980, ч. 1-я, 2-я.

18. Методическиеуказания по деталям машин. Составители: Авдонченкова Г.Л., Пахоменко А.Н.,Мельников П.А. Тольятти, 2005 г.

еще рефераты

Еще работы по промышленности, производству

Реферат по промышленности, производству

Расчет редуктора (конический одноступенчатый прямозубый). Передачи: ременная, цепная

25 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Расчет редуктора привода конвейера

24 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Расчет редуктора привода стружкоуборочного конвейера

25 Июня 2015

Реферат по промышленности, производству

Расчет редуктора точного прибора

25 Июня 2015