Реферат: Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Московский Государственный Открытый Университет

Курсовая работа.

по предмету:

Детали машин.

Проектированиедвухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Выполнил: АлиевЗ.М.

Проверил:  

<st1:place w:st=«on»><st1:City w:st=«on»>NewYorkCity</st1:City></st1:place>2005г

Содержание

1.Кинематический расчёт:

1)подбор электродвигателя.

2)Расчётпередаточного числа.

3)Расчётвращающих моментов на валах редуктора

2.Расчёт цилиндрической передачи.

3.Расчёт червячной передачи.

4.Предварительный расчёт валов.

5.Конструитивные размеры корпусаредуктора.

6.Проверка долговечности подшипников.

7.Подбор и расчёт шпоночных соединений.

8.Компоновка редуктора.

9.Насадка зубчатых колёс и подшипников.

10.Выбор сорта масла.

11.Сборка редуктора.

12.Литература.              

Задание на проектирование:

Спроектировать двухступенчатый цилиндрическо-червячныйредуктор с нижним расположением червяка для привода ленточного конвейера.

       Исходныеданные:                         

P=5 kH; V=0,6 м/c; D=250 мм (рис.1)

<img src="/cache/referats/22507/image001.gif" v:shapes="_x0000_i1025"> Рис.1

                                                                        D

1.Кинематический расчёт:

1)<span Times New Roman"">    

Определяем общий КПД привода:

ŋобщ=n21·n32·n3·n4·n5

ŋ1=0,99  — КПД муфты (стр.5 (r) )

ŋ2=0,99   — КПД одной пары подшипников (стр.5 (r) )

ŋ3=0,75 —  КПД червячной передачи (стр.5 (r) )

ŋ4=0,975 — КПД цилиндрическойпередачи (стр.5 (r) )

ŋ5=0,99 – КПД смазки (стр.5 (r) )

ŋобщ=0,992 · 0,993 ·0,75·0,975·0,99=0,688

      1.Подбор электродвигателя:

Nтреб·V=5 · 0,6=3кВт

Требуемая мощность электродвигателя: Nэл=Nтр/ ŋ=3/0,688=4,36кВт

      Принимаемэлектродвигатель 112МУ с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, спараметрами  Pдв=5,5 кВти скольжением 3,7%. Номинальная частота вращения nвр=1500-0,037·1500=1440 обмин. Угловая скорость ωдв=π·nдв/30=

=3,14·1440/30=151,5радс.

Угловая скорость барабана ωб=2V1/Dб=2·0,6/0,25=4,6радс.

Частота вращения барабана nб=30 ωб/π = 30·4,6/3,14=44 обмин.

Общее придаточное число ί= ωдв/ ωб=151,5/4,6=33

2.Расчётпередаточного числа

Частные передаточные числа можнопринять и для  цилиндрической передачи (cтр.36) :  Uц=4-длячервячной передачи; Uчастн.=33/4=8,25.

Частоты вращения, угловые скоростивалов редуктора и приводного барабана:

Вал 1

n=nдв=1440 обмин

ω1=ωдв=151,5 радс

Вал 2

n2=n1/Uц=1440/4=360 обмин

ω2= ω1/Uц=151,5/4=37,9 радс

Вал 3

n3=44обмин

ωб=4,6 радс

3.Вращающиймомент:

На валу шестерни — Т1=N1/ ω1=Nтреб/ ω1=3·103/151,5=19,8н·м=19,8 н·мм

  На промежуточном валу – Т2= Т1· Uц=19,8·103·4=79,2·103н·мм

 Навалу барабана-Т3= Т2· Uчастн.=79,2·103 ·8,25=653,4·103 н·мм.

2.Расчётпрямозубой цилиндрической передачи.

Межосевое расстояние из условийконтактной выносливости активной поверхности зубьев находим по формуле                                                      <span Tahoma",«sans-serif»">α

<span Tahoma",«sans-serif»; mso-ansi-language:EN-US">w<span Tahoma",«sans-serif»">1=Ka(U+1)3·<img src="/cache/referats/22507/image003.gif" v:shapes="_x0000_i1026">для прямозубых колёс Ка=49,5; <span Tahoma",«sans-serif»">ψва=0,125...0,25.

Для прямозубых колёс принимаем 8-юстепень точности. Материал зубчатого колеса и шестерни принимаем такой — же каку конической передачи.Для шестерни сталь 40х улучшенную, с твёрдостью НВ270, дляколеса сталь 40х улучшенную, с твёрдостью НВ245. Допускаемые контактныенапряжения: <span Tahoma",«sans-serif»">[σ

н<span Tahoma",«sans-serif»">]=<span Tahoma",«sans-serif»">σнlim<span Tahoma",«sans-serif»; mso-ansi-language:EN-US">ß·<span Tahoma",«sans-serif»;mso-ansi-language:EN-US">KHL/[SH]=

<span Tahoma",«sans-serif»">=560

·<span Tahoma",«sans-serif»">1/1,15=485Па. Дляколеса по т.32  <span Tahoma",«sans-serif»">σнlim<span Tahoma",«sans-serif»">ß=2НВ+70=2·245+70=560 мПа.

<span Tahoma",«sans-serif»">α

<span Tahoma",«sans-serif»; mso-ansi-language:EN-US">w<span Tahoma",«sans-serif»">1<span Tahoma",«sans-serif»">=107мм, принимаемпо ГОСТ 2185-66  <span Tahoma",«sans-serif»">α<span Tahoma",«sans-serif»; mso-ansi-language:EN-US">w<span Tahoma",«sans-serif»">1=112мм.Модуль зацепления принимаем по рекомендации    m=(0,01...0,02)<span Tahoma",«sans-serif»"> ·<span Tahoma",«sans-serif»">        ·<span Tahoma",«sans-serif»">α<span Tahoma",«sans-serif»; mso-ansi-language:EN-US">w=(0,01...0,02)112=1,12...2,24mm, принимаем по ГОСТ 9563-60 m=

=2 mm.

ha=m=2иhf=1,25m=1,25·2=2,5mm.

h= ha+hf=m+1,25m=4,5mm.

Окружности выступов: da1=d1+2ha     da2=d2+2h2    d1=mZ, Z1=

=Z·<span Tahoma",«sans-serif»"> α

<span Tahoma",«sans-serif»;mso-ansi-language:EN-US">w/m(U+1)=22,4; принимаем Z1=22.

Z2=U· Z1=88          d1=m Z1=44mm         d2= m Z2=180

da1=44+2·2=48mm            da2=180+2·2=184.

Окружности впадин: df1=44-1,25m=41,5mm        

                                      df2=176-1,25m=173,5mm

Ширина венца: b=(8...10)m=16...20,принимаем b=20mm

Толщина обода венца: l1=l2=h=4,5mm

Толщина диска:k1=k2=b/3=7mm

Диаметрпромежуточного вала:

db2=<img src="/cache/referats/22507/image005.gif" v:shapes="_x0000_i1027">=<img src="/cache/referats/22507/image007.gif" v:shapes="_x0000_i1028">=21mm, принимаем db3=50mm,

dn2=50mm.

Диаметр: db3 =<img src="/cache/referats/22507/image009.gif" v:shapes="_x0000_i1029"><img src="/cache/referats/22507/image011.gif" v:shapes="_x0000_i1030">54mm, принимаем db3=55mm,

под колесом dkн=65mm,       dn3=60mm, шестерню выполняем заодно с валом dcm1=1,6·d=1,6·32=50mm, принимаемdcm1=40mm.

dcm2=1,6 ·db2=1,6·50=80mm.

Длина ступицы: lcm1=(1,2...1,5)d1=38...48mm, принимаем lcm1=45mm.

lcm2=(1,2...1,5)db=(1,2...1,5) ·50=60...75 mm, принимаем lcm2=70mm.

Толщина обода δ0=(3...4)m=6...8 mm, принимаем 7mm.

Толщина диска k=<img src="/cache/referats/22507/image013.gif" v:shapes="_x0000_i1031">=<img src="/cache/referats/22507/image015.gif" v:shapes="_x0000_i1032">=7mm

3.Расчётчервячной передачи.

Число витков червяка Z3принимаемв зависимости от передаточного числа: при U2=8,25 принимаем Z3=4(стр55). Число зубьев червячного колеса Z4=Z3· U2=4·8,25=33, принимаем Z4=32(табл.4.1.), при этом U=<img src="/cache/referats/22507/image017.gif" v:shapes="_x0000_i1033"> <img src="/cache/referats/22507/image019.gif" v:shapes="_x0000_i1034">

Выбираем материал червяка и венцачервячного колеса. Принимаем для червяка сталь-45 с закалкой до твёрдости неменее НВ45 и последующим шлифованием. Для венца червячного колеса  принимаем бронзу БрА9ЖЗЛ, предварительно примем скорость скольжения в зацеплении Vs=5<img src="/cache/referats/22507/image021.gif" v:shapes="_x0000_i1035">of]=Kfl[σof]' · Kfl=0,543;<img src="/cache/referats/22507/image023.gif" v:shapes="_x0000_i1036">of] ' = 98мПа (табл. 4.8). [σof]= =0,543·98=53,3мПа.Примем коэффициент диаметра червяка q=8.Определяем межосевое расстояние  aw2=(<img src="/cache/referats/22507/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1037">·<img src="/cache/referats/22507/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1038"><img src="/cache/referats/22507/image029.gif" v:shapes="_x0000_i1039">·<img src="/cache/referats/22507/image031.gif" v:shapes="_x0000_i1040">  Модуль  m=<img src="/cache/referats/22507/image033.gif" v:shapes="_x0000_i1041"><img src="/cache/referats/22507/image035.gif" v:shapes="_x0000_i1042">

=9,9mm, принимаем по ГОСТ 2144-76 m=10mm, тогда aw2=200mm.

Основныегеометрические размеры червячной передачи:

Делительный диаметр червяка: d1=q·m=8·10=80mm

Диаметр вершин витков: da3=m(q+2)=100mm

Диаметр впадин:dL3=m(q-2,4)=56mm

Длина передаточной части при z3=4:  b3=m(12,5+0,9 · z2)=153,8mm; принимаем b3=155mm

Делительный угол подъёма: da<img src="/cache/referats/22507/image037.gif" v:shapes="_x0000_i1043"> =z3/q=4/8=0,5; <img src="/cache/referats/22507/image037.gif" v:shapes="_x0000_i1044">

Основныегеометрические размеры червячного колеса:

Делительный диаметр:d4=m2·z4=10·32=320

Диаметрвершин зубьев: da4=m(z4+2)=10(32+2)=340mm

Наибольшийдиаметр червячного колеса: dam4=da4+<img src="/cache/referats/22507/image039.gif" v:shapes="_x0000_i1045">

+10=350mm

Ширинавенца при z3=4: b4=0,67·d3=0,67·80=53,6mmпринимаем b4=55mm

Определяем действующие силы взацеплении:

Фактическаяскорость скольжения:

<img src="/cache/referats/22507/image041.gif" v:shapes="_x0000_i1046">=<img src="/cache/referats/22507/image043.gif" v:shapes="_x0000_i1047">=<img src="/cache/referats/22507/image045.gif" v:shapes="_x0000_i1048">=1,635м/c.

Силы,действующие в зацеплении:

В зацеплении действуют три силы:

Fb1-окружнаясила на червяке, численно равна осевой силе на червячном колесе Fa2 ;

 Fb3= Fa4=<img src="/cache/referats/22507/image047.gif" v:shapes="_x0000_i1049"><img src="/cache/referats/22507/image049.gif" v:shapes="_x0000_i1050">H;

Ft4-окружнаясила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке Fa1

Ft4= Fa3=<img src="/cache/referats/22507/image051.gif" v:shapes="_x0000_i1051">=<img src="/cache/referats/22507/image053.gif" v:shapes="_x0000_i1052">=2042 H;

Радиальнаясила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе: Fr3=Fr4=Ft4·tg<img src="/cache/referats/22507/image055.gif" v:shapes="_x0000_i1053"><img src="/cache/referats/22507/image055.gif" v:shapes="_x0000_i1054">   Fr3=Fr4=2042·0,364=743,3H.

Конструктивные размеры зубчатогочервячного колеса:

Червячноеколесо:

b3=0,75·100=75mm; d4=320mm;da4=340mm; daн4=350mm; dba=60mm

Диаметрступицы:dст=1,6· dк2=1,6·65=104mm, принимаем dст=105mm.

Длинаступицы: lст2=(1,2÷1,5) dк2=(1,2÷1,5)·65=78...98mm, принимаем lст2=90mm.

Толщинаобода: <img src="/cache/referats/22507/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1055">; принимаем <img src="/cache/referats/22507/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1056">mm

Толщинадиска: с=0,3b2=0,3·75=25.

4.Предварительный расчёт валов:

Предварительныйрасчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

ВЕДУЩИЙ ВАЛ

Диаметр выходного конца при допускаемомнапряжении<img src="/cache/referats/22507/image062.gif" v:shapes="_x0000_i1057"> вычисляем по формуле db1=<img src="/cache/referats/22507/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1058"><img src="/cache/referats/22507/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1059">mm.

Так как вал редуктора соединён муфтой сэлектродвигателем, то необходимо согласовать dgbиdb1. Уподобранного двигателя dgb=32mm.Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкамиполумуфт под dgb=32mmи db1=30mm. Примем подподшипниками dn1=35mm.

ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Для расчёта этого вала <img src="/cache/referats/22507/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1060">db2=<img src="/cache/referats/22507/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1061"><img src="/cache/referats/22507/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1062">mm.

Диаметр под подшипниками примем dn2=50mm, под зубчатым колесом dk2=55mm.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ

<img src="/cache/referats/22507/image074.gif" v:shapes="_x0000_i1063">db2=<img src="/cache/referats/22507/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1064"><img src="/cache/referats/22507/image076.gif" v:shapes="_x0000_i1065"><img src="/cache/referats/22507/image078.gif" v:shapes="_x0000_i1066">mm; под зубчатымколесом dк4=65mm, под подшипником dn=60mm.

5.Расчётконструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.

Корпус и крышку редуктора выполняемчугунными листами. Толщина стенки основания корпуса <img src="/cache/referats/22507/image080.gif" v:shapes="_x0000_i1067"> <img src="/cache/referats/22507/image082.gif" v:shapes="_x0000_i1068">mm; принимаем <img src="/cache/referats/22507/image084.gif" v:shapes="_x0000_i1069">mm.

Толщина стенки крышки:<img src="/cache/referats/22507/image086.gif" v:shapes="_x0000_i1070">0,9·<img src="/cache/referats/22507/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1071">7,2 mm; принимаем <img src="/cache/referats/22507/image086.gif" v:shapes="_x0000_i1072">mm.

 

Диаметр болтов (фундаментных): dф=(0,03...0,036)a+12=0,033·200+12=18,6mm; принимаем диаметры болтов d2=16mm, d3=12mm, dф-M20.

Диаметрштифтов: dшт=(0,7...0,8) d3=8,4...9,6mm; dшт=10mm.

Толщина фланца по разъёму: b=1,5<img src="/cache/referats/22507/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1073">=1,5·8=12mm.

Толщина нижнего пояса корпуса: Р2=2,5<img src="/cache/referats/22507/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1074">=2,5·8=20mm; принимаем Р2=25mm.

6.Проверкадолговечности подшипников (рис.2).

Расчетная долговечность, ч: Lh=<img src="/cache/referats/22507/image093.gif" v:shapes="_x0000_i1075">=<img src="/cache/referats/22507/image095.gif" v:shapes="_x0000_i1076">≈28800 ч; где n=1444 обмин- частота вращения червяка.

Ведомыйвал:Расстояние между опорами( точнеемежду точками приложения радиальных реакций Р3 и Р4 ) l3=160mm, диаметр d2=320 mm, Ft3=Fa4=1980 H, Ft4= Fa3=2042 H.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa2обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать её«второй»).

В плоскости xz: Rz3= Rz4=<img src="/cache/referats/22507/image097.gif" v:shapes="_x0000_i1077"><img src="/cache/referats/22507/image099.gif" v:shapes="_x0000_i1078">H.

В плоскости yz: Ry3<img src="/cache/referats/22507/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1079">+Fr4<img src="/cache/referats/22507/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1080">-Fa4<img src="/cache/referats/22507/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1081">=0. Ry3=<img src="/cache/referats/22507/image107.gif" v:shapes="_x0000_i1082">;

Ry4<img src="/cache/referats/22507/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1083">-Fr4<img src="/cache/referats/22507/image109.gif" v:shapes="_x0000_i1084"> — Fa2<img src="/cache/referats/22507/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1085">=0. Ry4=<img src="/cache/referats/22507/image111.gif" v:shapes="_x0000_i1086">1114 H.

Проверка: Ry3 — Ry4+ Fr4=371-1114+743=0.

Суммарные реакции:P3=Pr3=<img src="/cache/referats/22507/image113.gif" v:shapes="_x0000_i1087"><img src="/cache/referats/22507/image115.gif" v:shapes="_x0000_i1088">

P4=Pr4=<img src="/cache/referats/22507/image117.gif" v:shapes="_x0000_i1089"><img src="/cache/referats/22507/image119.gif" v:shapes="_x0000_i1090">

Находим осевые составляющие радиальныхреакций конических подшипников: S3=0,83ePr3=0,83·0,41·1086=370H; S4=0,83e· ·Pr4=0,83·0,41·1571=514H; где для подшипников 7211 коэф. влияния осевогонагружения e=0,41.
Осевые нагрузки подшипников в нашем случае S3<S4; Pa3=Fa> S4 — S3; тогда Pa3= S3=370 Н; Pa4= S3+ Fa=370+1980=2350H.

Для правого(с индексом«3») подшипникаотношение <img src="/cache/referats/22507/image121.gif" v:shapes="_x0000_i1091"><img src="/cache/referats/22507/image123.gif" v:shapes="_x0000_i1092">

=0,34<e, поэтому при подсчёте эквивавлентной нагрузки осевыесилы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка Pa3=Pr3VKб Кт=1086·1,3=1412Н.

В качестве опор ведомого вала примененыодинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левогоподшипника(«четвёртого»), для которого эквивалентная нагрузка больше.

Для левого(индекс «4») подшипника <img src="/cache/referats/22507/image125.gif" v:shapes="_x0000_i1093"><img src="/cache/referats/22507/image127.gif" v:shapes="_x0000_i1094">e; мы должныучитывать осевые силы и определить эквивалентную нагрузку. Примем V=1, Кб=1,3; Кт=1, дляподшипников 46312 при <img src="/cache/referats/22507/image125.gif" v:shapes="_x0000_i1095"> коэффициенты X=0,4 и Y=1,459;  Pэ4=(0,4·1511·1+1,459·2350) ·1,3·1≈3780 Н=3,78 кН.

Находим расчётную долговечность, млн.об. :

L=<img src="/cache/referats/22507/image129.gif" v:shapes="_x0000_i1096"> млн.об.; расчётная долговечность, ч: Ln=<img src="/cache/referats/22507/image131.gif" v:shapes="_x0000_i1097"><img src="/cache/referats/22507/image133.gif" v:shapes="_x0000_i1098">6 ч; что больше допустимой долговечностиподшипника 46312 т.е. приемлемо

 <img src="/cache/referats/22507/image135.jpg" v:shapes="_x0000_i1099">

Рис.2. Силы и опорные реакции, действующие на червячном колесе и его валу.

7.Проверкапрочности шпоночных соединений.

Применяем шпонки призматические соскругленными торцами. Размер сечений шпонок, длины шпонок и пазов берём поГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45, нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочностивычисляем по  формуле :  <img src="/cache/referats/22507/image137.gif" v:shapes="_x0000_i1100">

Допустимые напряжения смятия пристальной ступице: <img src="/cache/referats/22507/image139.gif" v:shapes="_x0000_i1101"><img src="/cache/referats/22507/image141.gif" v:shapes="_x0000_i1102">

ВЕДУЩИЙВАЛ: d=30mm,bxh=10 x<st1:metricconverter ProductID=«8 mm» w:st=«on»>8 mm</st1:metricconverter>,t1=5mm, длина шпонки <img src="/cache/referats/22507/image143.gif" v:shapes="_x0000_i1103">mm; <img src="/cache/referats/22507/image145.gif" v:shapes="_x0000_i1104"><img src="/cache/referats/22507/image147.gif" v:shapes="_x0000_i1105">

ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ:d=55mm,bxh=16 x<st1:metricconverter ProductID=«10 mm» w:st=«on»>10 mm</st1:metricconverter>, t1=6 mm, длина шпонки<img src="/cache/referats/22507/image143.gif" v:shapes="_x0000_i1106">mm;

<img src="/cache/referats/22507/image149.gif" v:shapes="_x0000_i1107"><img src="/cache/referats/22507/image147.gif" v:shapes="_x0000_i1108">

ВЕДОМЫЙВАЛ: d=55mm,bxh=16 x<st1:metricconverter ProductID=«10 mm» w:st=«on»>10 mm</st1:metricconverter>, t1=6 mm, длина шпонки<img src="/cache/referats/22507/image143.gif" v:shapes="_x0000_i1109">mm; <img src="/cache/referats/22507/image151.gif" v:shapes="_x0000_i1110"><img src="/cache/referats/22507/image147.gif" v:shapes="_x0000_i1111">

8.Первыйэтап эскизной компоновки.

Первый этап служит для приближенногоопределения положений зубчатых колес и звездочки относительно опор дляпоследующего определения опорных реакций и подбора подшипника.

Вычерчиваем упрощенно зубчатые колеса ичервяк, очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцомшестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2<img src="/cache/referats/22507/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1112">

б) принимаем зазор от окружности вершинзубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=<img src="/cache/referats/22507/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1113">

Предварительно намечаем для червячнойпередачи радиально-упорные подшипники: шариковые, средней серии для червяка идля вала червячного колеса; для вала цилиндрического колеса намечаем радиальныешарикоподшипники средней серии.

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">Условное обозначение подшипника

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">d

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">D

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">B

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">T

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">Грузоподъемность

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»"> 

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">mm

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">C

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">Co

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">307

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">35

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">80

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">21

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»"> 

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">33,2

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">24,7

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">46310

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">50

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">110

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">27

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»"> 

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">71,8

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">44,5

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">46312

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">60

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">130

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">31

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»"> 

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">100

<span Arial",«sans-serif»;mso-bidi-font-family: «Times New Roman»">65,3

Глубина гнезда подшипника lг=1,5·В=1,5·27=45mm.

Толщину фланца крышки подшипникапринимаем равной диаметру отверстия под болт.

9.Насадказубчатых подшипников.

Насадка зубчатого колеса на вал <img src="/cache/referats/22507/image154.gif" v:shapes="_x0000_i1114"> по ГОСТ 25347-82.

Шейку вала под подшипники выполняем сотклонением вала по К6. Отклонениеотверстий в корпусе под наружные кольца по М7.

10.Смазкаредуктора.

ВЫБОР СОРТА МАСЛА:

Смазывание зубчатого зацепленияпроизводится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса доуровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на <st1:metricconverter ProductID=«10 mm» w:st=«on»>10 mm</st1:metricconverter>.

Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0,25дм3 масла на1кВт передаваемой мощности: V=0,25·12,7≈3,2дм3.

При контактных напряжениях <img src="/cache/referats/22507/image156.gif" v:shapes="_x0000_i1115"> и скорости v=3,38 мс рекомендуемая вязкость масла должна бытьпримерно равна 28·10-6 м2с. Принимаем маслоиндустриальное U-30A(по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичнымсмазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11.Сборкаредуктора.

Перед сборкой редуктора внутреннююполость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской. Сборкуредуктора производим в соответствии с чертежом общего вида. Начинаем сборку стого, что на червячный вал надевают зубчатое цилиндрическое колесо и шариковыерадиально-упорные

подшипники, а на ведущий вал шариковыеподшипники, предварительно  нагрев их вмасле до 80-1000С. Собранные валы вставляют в корпус.

В начале сборки вала червячного колеса закладываютшпонку и напрессовывают колесо в буре вала, затем  надевают распорную втулку и устанавливаютшариковые радиально-упорные подшипники, нагретые в масле. Собранный узелустанавливают в крышку, после устанавливают шариковый радиально-упорныйподшипник. Затем в подшипниковые сквозные крышки устанавливают резиновыеманжеты и крышку с прокладками.

Ввертывают пробку маслоспускногоотверстия с прокладкой и маслоуказателем. Заливают в редуктор масло и закрываютсмотровое отверстие крышкой.

Собранный редуктор обкатывают ииспытывают на стенде.

ЛИТЕРАТУРА:

С.А. Чернявский, К.Н. Боков «Курсовыепроектирования деталей машин»

еще рефераты
Еще работы по технике