s
Sesiya.ru

Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения

Информация о работе

Тема
Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения
Тип Курсовая работа
Предмет Механика
Количество страниц 36
Язык работы Русский язык
Дата загрузки 2014-12-21 23:18:47
Размер файла 821.81 кб
Количество скачиваний 29
Узнать стоимость учебной работы online!
  • Тип работы
  • Часть диплома
  • Дипломная работа
  • Курсовая работа
  • Контрольная работа
  • Решение задач
  • Реферат
  • Научно - исследовательская работа
  • Отчет по практике
  • Ответы на билеты
  • Тест/экзамен online
  • Монография
  • Эссе
  • Доклад
  • Компьютерный набор текста
  • Компьютерный чертеж
  • Рецензия
  • Перевод
  • Репетитор
  • Бизнес-план
  • Конспекты
  • Проверка качества
  • Единоразовая консультация
  • Аспирантский реферат
  • Магистерская работа
  • Научная статья
  • Научный труд
  • Техническая редакция текста
  • Чертеж от руки
  • Диаграммы, таблицы
  • Презентация к защите
  • Тезисный план
  • Речь к диплому
  • Доработка заказа клиента
  • Отзыв на диплом
  • Публикация статьи в ВАК
  • Публикация статьи в Scopus
  • Дипломная работа MBA
  • Повышение оригинальности
  • Копирайтинг
  • Другое
Узнать стоимость

Скачать файл с работой

Помогла работа? Поделись ссылкой

Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
“Гродненский государственный университет имени Янки Купалы”
Технологический колледж
Специальность: КП 36.07.01 Машины и аппараты химических производств и предприятий строительных материалов
Группа МиАХПиПСМ – 51. 12/2




КУРСОВАЯ РАБОТА
По дисциплине “Техническая механика” (раздел “Детали машин”)
Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения


Разработал __________________
Руководитель работы___________________



Содержание:

-Введение;
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет;
2 Расчет зубчатых колес редуктора;
3 Расчет цепной передачи;
4 Предварительный расчет валов редуктора;
5Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса;
6 Конструктивные размеры корпуса редуктора;
7 Первый этап компоновки редуктора;
8 Проверка долговечности подшипников;
9 Проверка прочности шпоночных соединений;
10 Уточненный расчет валов редуктора;
11 Посадки деталей редуктора;
12 Выбор сорта смазки;
13 Сборка редуктора;
- Литература.



























Введение

Редуктором называетсямеханизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных 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 ,цепные и ременные передачи.
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, называются ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса литого чугунного или стального сварного, в котором помещают элементы передачи-зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают устройства для охлаждения.
Редукторы проектируют либо для привода отдельной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: по типу передач (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые); по типу колес (цилиндрические, конические, конически-цилиндрические и т.д.); по относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные и вертикальные); по особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.).





Исходные данные:
Р3=2,0 кВт
n3= 130об/мин


Рисунок 1 – Кинематическая схема привода







































1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблице 1.1 принимаем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1 = 098;
КПД учитывающий потери подшипников качения 2 = 099;
КПД открытой ременной передач 3 = 092;
Общий КПД привода:
 = 1 ×22×3 = 098 × 0992 × 092 = 0088. (1)
Требуемая мощность электродвигателя:
Ртр = ; (2)
Pтр - требуемая мощность электродвигателя;
Ртр = = 2,262 кВт.
По ГОСТ 19523 - 81, по требуемой мощности Ртр = 2,262 кВт выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А типа 4А 100L6, с частотой вращения n = 1000 об/мин, с параметрами Рдв =2,2 кВт и с скольжением S = 5,1%.
Номинальная частота вращения двигателя:
nдв= nc×(1-S); (3)
nдв-номинальная частота вращения двигателя;
nдв = 1000×(1-0051) = 949 об/мин.
Общее передаточное отношение привода:
u = ; (4)
u - общее передаточное отношение привода;
u= = 7,3.




Принимаем по ГОСТ 2185-66 передаточное отношение с редуктора:
uред= 5,0 (стр 36[1]);
Тогда передаточное отношениеременной передачи:
Uцеп = ; (5)
Uцеп - передаточное отношение ременной передачи;
Uцеп = = 1,46.
Частоты вращения валов редуктора:
n1 = nдв = 949об/мин. (6)
n2= = = 190 об/мин .
n3=130об/мин.
Определяем угловые скорости на валах:
ω = ;(7)
ω1= =99,3 рад/с.
ω2 = = 19,9 рад/c.
Находим вращающие моменты на валу колеса и шестерни:
- на валу шестерни:
Т1 = ; (8)
Т1-вращающийся момент на валу;
ω1 - угловая скорость;
Т1 = = 23Н×м=23×10 3H×мм.
- на валу колеса:
Т2 = T1×uред; (9)
Т2= 23×10 3×5 = 115×10 3H×мм.
2 Расчет зубчатых колес редуктора

Принимаем =1,25.
Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba=0,25.
Находим межосевое расстояние:
aw= ; (10)
Ka– коэффициент корректировки межосевого расстояния, Ka = 49,5;
aw-межосевое расстояние;
u=uред;
aw = 49,5(5+1) =153 мм.
Ближайшее значение межосевого растоянияпо ГОСТ 2185–66:aw=160 мм.
Нормальныймодуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:
mn= (1,6÷3,2)×aw; (11)
mn-модуль зацепления;
mn= (1,6÷3,2)×160=3,15.
принимаемпо ГОСТ 9563-60mn=3,15 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β= и определим числа зубьев шестерни и колеса:
z1 = ; (12)
z1 -число зубьев;



z1= =17.
Принимаем z1 = 17, тогда z2=z1×u = 21×5=85.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
; (13)
d1 - делительный диаметр;
d1= ×21=53,5мм.
; (14)
d2= 105=267,5мм.
Проверка:
aw= ; (15)
aw - межосевое расстояние;
aw= =160 мм.
Диаметры вершин зубьев:
da1=d1+2mn; (16)
da1 = 53,5+2×3,15=59,8 мм.
da2=d2+2mn; (17)
da2 = 267,5+2×3,15=273,8 мм.
ширина колеса:
aw; (18)
b2 = 0,25×160=40 мм.
ширина шестерни:
b1=b2+5; (19)
b1 = 40+5=45 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по С:
ψbd= ; (20)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:
ν = ; (21)
ν- окружная скорость;
ν = =2,7м/с.
При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки:

КН = КН× КН× КНv; (22)
Значения КHβ даны в таблице 3.5; при Ψbd = 0,8 твёрдости HB ≤ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи КHβ≈1,08.
По таблице 3.4 при ν = 2,7 м/с и 8-ой степени точности КHа ≈ 1,05 т.к. передача прямозубая.
По таблице 3.6 для прямозубых колёс при ν ≤ 5 м/с, КНv= 1.0.
Таким образом:

КН= 1.08×105×1,0= 1.19.

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]:

(23)
σН - предел прочности;

МПа< [ Н]..



Силы действующие в зацеплении:

окружная сила:

; (24)
- окружная сила;
(H).
радиальная сила:
; (25)
Fr - радиальная сила;

(H).
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]:
;
Здесь коэффициент нагрузки КF = КFβ× КFv.
По таблице 3.7 при Ψbd=0,8 твёрдости HB ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор КFβ = 1.17.
По таблице 3.8 KFv =1.25.
Таким образом:
КF =KFβ×KFv, (26)
KF= 1,17×1,25 = 1.5;
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv.

У шестерни:
zv1= . (27)

У колеса:
zv2 = . (28)
YF1 = 4,28и YF2 = 3,61

Допускаемые напряжения при изгибе:
(29)
По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.
для шестерни 0Flimb1 = 181  НВ1 = 18  230 = 415МПа.
для колеса 0Flimb2 = 181  НВ2 = 18  200 = 360 МПа.

Коэффициент безопасности [SF] = [SF] [SF].
По таблице 3.9 [1]: [SF] = 175 и [SF] = 10.
Тогда [SF] = 175  10 = 175.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:
МПа;
для колеса:
МПа.

Находим отношение : (30)
для шестерни:
МПа.

для колеса:
МПа.

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше
Определяем коэффициентYBи KF.
YB=1- .
KF= ;
n=8.
E=1,5.
KF=0,92.
Проверяем прочность зуба колеса:

МПа. (31)


3. Расчёт цепной передачи

Вращающий момент на ведущей звёздочке:

T3=T2=115×10 3H×мм; (31)

Передаточное число было принято ранее;U_цеп=1,46;

Число зубьев: ведущей звёздочки:
z_3=31-2×U_цеп=31-2×1,46=28. (32)

Ведомой звёздочки:
z_4=z_3×U_цеп=28×1,46=41. (33)

Принимаем:z_3=28.z_4=41.

Фактическое передаточное отношение:

U_цеп=z_4/z_3 =41/(28 )=1,46. (34)

Расчётный коэффициент нагрузки:
K_Э=К_Д К_а К_Н К_Р К_см К_П=1.25. (35)
К_Д=1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке.
К_α=1 – учитывает влияние межосевого расстояния.
К_Н=1 - учитывает влияние угла наклона линии центров.
К_Р=1.25 - учитывает способ регулирования натягивания.
К_см=1 - при непрерывной смазке.
К_П=1 – учитывает продолжительность работы в сутки.

Частота вращения ведущей звёздочки:
n_2=(ω_2 30)/π; (36)
n_2=(19,9×30)/3.14=190об/мин.

Среднее значение допускаемого давления при n≈200 об/мин.






Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 190 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t=17 принимаем[p] = 25Мпа.
Шаг однорядной цепи (m=3):
t≥2.8∛((T_3 K_э)/(z_3 [p] )); (37)
t=2.8∛((115*10 3 ×1.25)/(28×25))≈17 см.

Подбираем по таблице 7.15 цепь ПР-31.75-88,50 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=17,разрушающуюнагрузкуQ≈31,8 kH,
массуq=1,9кг/м,A_оп=105,8〖мм〗^2.

Скорость цепи:

v= (z_3 tn_3)/(60×1000)=(28×17×190)/(60×1000)=1,5 м/с. (38)

Окружная сила:

F_тц=P_2/v=(T_2 ω_2)/v=(115×19,9)/1,5=1526 H. (39)

Давление в шарнире проверяем по формуле:

p=(F_tц K_э)/A_оп =(1526×1.25)/105,8=18 МПа. (40)

Уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление:
[p]= 25[1+0.01(z_3-17) ]=25[1+0.01(28-17) ]=27МПа. (41)
Условие p<[p]-выполнено 18<27.

Определяем число звеньев цепи по формуле:
L_t=2a_t+0.5z_ε+∆^2/a_t . (42)
Где a_t=a_ц/t=30.
z_ε=z_3+z_4=28+41=69.

∆=(z_4-z_3)/2π=(41-28)/(2×3.14)=2.
L_t=2×30+0.5×69+ 22/30=94,63.
Округляем до чётного числа 94.


Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле:
a_ц=0.25t[L_t-0.5z_ε+√((L_t-0.5z_ε )^2 )-8∆^2 ]=0.25×17[94-0,5×69+√(3508,25)]=505мм. (43)

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.4%, то есть на 505×0.004=2 мм.


Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек:
d_д3=t/sin⁡〖180/z_3 〗 ; (44)
d_д3=17/sin⁡〖180/28〗 =153 мм.
d_д4=t/sin⁡〖180/z_4 〗 ; (45)
d_д4=17/sin⁡〖180/41〗 =223мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек:
D_e3=t(ctg⁡〖180/z_3 〗+0.7)-0.3d_1; (46)
D_e3=17(ctg⁡〖6.4+0.7〗 )-3,57=268 мм.
D_e4=t(ctg⁡〖180/z_4 〗+0.7)-0.3d_1; (47)
D_e4=17(〖ctg 180/41〗⁡〖+0.7〗 )-3,57=470 мм.

Силы, действующие на цепь:

Окружная сила F_tц=1526H - определено выше.
От центробежных сил-F_v=qv^2=1,9×2,25=4H.
От провисания -F_f=9.81×K_f qa_ц=9.81×1×1,9×0,504=9Н;

Расчётная нагрузка на валы:

F_B=F_tц+2F_f; (48)
F_B=1526+2×9=1544 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

S=Q/(F_tц 〖×K〗_д+F_e+F_f ); (49)


S=31800/(1526×1+4+9)=20,7

Это больше чем нормативный коэффициент запаса [S]=8,4,следовательно, условие S>[S] выполнено.





























4 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:
Т1 = 23×103 Н×мм.
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=25 МПа, чем учитываем влияние изгиба вала от натяжения ремней.
Диаметр выходного конца вала:
dв1= (50)
dв1- диаметр выходного конца вала;
dв1= =16,7 мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда:
dв1 = 19 мм, диаметр вала под подшипниками примем dп1 = 45 мм.


Рисунок 2 – Конструкция ведущего вала




Ведомый вал:
Вращающий момент:
Т2=115×103Н×мм.
Допускаемое напряжение на кручение [τк]=20 Мпа.
Определяем диаметр выходного конца вала:
dв2= (51)
dв2-диаметр выходного конца вала
dв2= =30,8 мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда:
dв2 = 32мм, под подшипники dп2 = 35 мм, под зубчатое колесо dк2 = 40 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.


Рисунок 3 – Конструкция ведомого вала





5Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше:
d1 = 53,5мм; da1 = 59,8 мм; b1 = 45 мм;
Колесо кованное его размеры:
d2 = 267,5мм; da2 = 273,8мм b2= 40мм;
Диаметр ступицы:
dст= 16×dк2; (52)
dст - диаметр ступицы;
dст = 16 × 40 = 64 мм.
Длина ступицы:
Lст принимаем 80 мм;
Толщина обода:
0 = (2,54)×mn; (53)
δо - толщина обода;
0= (2,5  4) × 2,5 = 10 мм
принимаем 0 =10 мм.
Толщина диска:
С = 03 ×b2 (54)
С - толщина диска;
С = 03 ×40= 12 мм.








6Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
 = 0025 аw + 1 (55)
δ - толщина стенок корпуса и крышки;
δ = 0025 × 160 + 1 = 5 мм
1 = 002 аw+1 (56)
1= 002 ×160 + 1 = 4 мм.
принимаем  = 1 = 8мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
b = 15 ×  (57)
b - толщина фланцев поясов корпуса и крышки;
b = 15 × 8 = 12мм;
b1 = 15 × 1 (58)
b1 = 15 × 8 = 12мм.
Нижнего пояса корпуса:
p = 235 ×  (59)
p = 235 8 = 19 мм
принимаем p = 20мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных:
d1 = (0030036) ×аw + 12 (60)
d1 - диаметр болта;
d1= (0030036) × 160 + 12 = (16,8  17,7)мм;
принимаем болты с резьбой М20;





Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (07075) ×d1 (61)
d2= (07075) × 20 = (1415)мм.
принимаем болты с резьбой М16;
Соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0506) ×d1; (62)
d3 = (0506) ×20 = 10  12 мм.
принимаем болты с резьбой М12.
























7 Первый этап компоновки редуктора

Позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке корпуса в масштабе М1:1.
Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 160 мм
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
- принимаем зазор от окружающей вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 1,2, при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
-принимаем зазор от окружности вершины зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ;
-принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенки корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем из табл.П.3 [1] по диаметру вала вместе посадки подшипников dп1 = 25 мм и dп2 = 35 мм






Таблица 2 - радиальные шарикоподшипники средней серии
Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН
Размеры, мм С Со
305 25 62 17 22,5 11,4
307 35 80 21 33,2 18,0

Решаем вопрос смазки подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрькорпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца. Их ширина определяет размер
у = 8 12 мм;
Принимаем окончательно l1= l2= 80 мм.
Определяем длину гнезда подшипника
Для подшипника 305 толщину фланца ∆ крышки подшиника применяем равной диаметру d0отверстия ∆ =9мм; для подшипника 307 ∆=12мм.

Расстояние положения звездочки относительно ближайшей опоры вала l3=80мм.













8 Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал;
Ft = 4259Н; Fr = 1546 Н; =80мм;

Расчетная схема вала
























Определяем реакции опор:
В горизонтальной плоскости:
∑М1 = 0;
∑М2 = 0;
Rx1=Rx2;
Ftl1 – Rx2 2 l1 = 0;
Rx2 = = = = 2129,5 H;
Mи1=Ми2=0.
Миб=Rx1×l1=2129,5×0,08=170,36.

Производим расчет реакции на вертикальную плоскость:

-Fr×l1+Ry2×2l1=0
Ry2=

Определяем изгибающий момент:


Mи1=Ми2=0
MизБ = - Ry1×l1=-773×0,08=-61,84
Ми=

Ведомый вал:
Нагрузка на валу: Ft = 4259Н; Fr = 1546 Н; FB = 1544H. Крутящий момент на валу T2 = 336H∙мм.


Расчётная схема вала






















Определяем реакции опор:
В горизонтальной плоскости
∑М3 = 0.
∑М4 = 0.
-F_t l_2+R_(x_4 )×2l_2-F_bx 3l_2=0;
R_(x_3 )=R_(x_4 )=(F_t l_2+F_bx 3l_2)/(2l_2 )=3769 кН.
M_u4=M_u3=0.

Mиа=-Rx3×l2=-303,68кНм;
Миб=〖-R〗_(x_3 )×2l_2+F_t l_2=292кНм.
Вертикальная плоскость:

{█(∑▒〖M_3=0〗@∑▒〖M_u=0〗)┤

F_r l_2+R_(y_4 )×2l_2-F_yx (2l_2+l_2 )=0.

R_(y_4 )=(F_by (2l_2+l_3 )+F_r l_2)/(2l_2 )=863кН.

F_r l_2+R_(y_3 )×2l_2-F_yx (2l_2+l_2 )=0.

R_(y_3 )=(F_by (2l_2+l_3 )+F_r l_2)/(2l_2 )=2413кН.

Миа=Ry3×l2=2413×0,08=193H.

Миб=Ry3×l2+Fr×2l2=440H.

Ми= кНм.

; (63)
;
;
;

Отношение F_a/R_1 =0<0.019,следовательно, X=1 Y=0.
Поэтому:

R_э=R_1 VK_б K_т=2265×1×1×1=2265 кН.(64)

Расчётная долговечность, млн./об: (подшипник серии 305: d=25, D=62, B=17, c=22,5, C0=11,4.
L=(C/R_э )^3(65)
L-расчетная долговечность.

L=(22,5×1000)/2265=1000млн/об.

Расчётная долговечность, ч:
L_n=(L×〖10〗^6)/(60×n)=1000000000/(60×949)=18×〖10〗^3 ч. (66)

Ведомый вал. Выбираем подшипник по более нагруженной опоре Шариковые радиальные подшипники 311 средней серии:

D=80мм, d=35 мм, В=21 мм, с=33,2кН и с_0=18,0 кН.

Отношение F_a/c_0 =0/36=0,этой величине соответсвует 0,019.
Отношение F_a/R_4 =0<0.019,следовательно, X=1 Y=0.
Поэтому:
R_э=R_4 VK_б K_т=3876×1×1×1.2=4651 кН
Расчётная долговечность, млн./об:

L=(C/R_э )^3(67)
L-расчетная долговечность.

L=(33,2×1000)/4651=358 млн/об.


Расчётная долговечность, ч:
L_n=(L×〖10〗^6)/(60×n)=358000000/(60×190)=314035 (68)
















9 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78.
Материал шпонок сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности:
=2T/d(h-t1)(l-b)≤ [σсм]. (69)
Допускаемые напряжения при стальной ступице [σсм] = 100 120 МПа.

Ведущий вал:
Крутящий момент на валу Т1 = 23 × 103 Н×мм. Шпонка под ведомым шкивом клиноременной передачи dв1 = 19мм, сечение b×h = 6×6, t1= 3,5Длина шпонки l=70мм.


Ведомый вал:
Проверяем шпонку на выходном конце вала.
Крутящий момент на валу Т2 = 115 × 103 Н×мм. Шпонка под зубчатым колесом dк2 = 32 мм, сечение b×h = 10 ×8, t1=5. Длина шпонки l= 80 мм.
Условие σсм <[σсм] выполнено






Проверяем шпонку под зубчатым колесом
При dk2 =40мм;b×h=12×8; t1=5.
T2=115×103 H×мм.



























10. Уточненный расчет валов редуктора
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отшлицевому.
Ведущий вал:
Материал вала сталь 45 улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней, термическая обработка-улучшение.
По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90мм (da1=59,8), среднее значение σ_B=780 МПа.

Предел выносливости при симметрическом цикле изгиба:
σ-1 = 0,43σв. (70)
σ-1 - предел выносливости при симметричном цикле изгиба;
σ-1 = 0,43 × 780 = 335 МПа.
Предел выносливости при симметрическом цикле касательных напряжений:
τ-1 = 0,58σ-1 (71)
τ-1 - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений;
τ-1 = 0,58 × 335 = 193 МПа.

Амплитуду и среднее значение цикла касательных напряжений определяем по формуле:
Wк нетто = ; (72)
Wk нетто - момент сопротивления кручению;
Wк нетто =






Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
τv (73)
τv= τм - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;
τv = МПа.

Коэффициент запаса прочности сечения

По табл. 8.5: К_τ=1.59
По табл. 8.8: ε_τ=0.77,Ψ_τ=0.1

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S_τ=τ_(-1)/(К_τ/ε_τ ×τ_V+Ψ_τ×τ_m ); (74)

Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

S_τ=335/(1.59/0.77×9,6+0.1×9,6)=11,4.
Ведомый вал:
Материал вала сталь 45 нормализованная, принимаем σв = 570 МПа.
Пределы выносливости:
σ-1 = 0,43σв; (75)
σ-1 - предел выносливости при симметричном цикле изгиба;
σ-1 = 0,43 × 570 = 246 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
τ-1 = 0,58σ-1 (76)
τ-1 -предел выносливости при симметричномцикле касательных напряжений;
τ-1 = 0,58 × 246 = 142 МПа.
Суммарный изгибающий момент в сечении:
Мu= ; (77)
Мu - суммарный изгибающий момент в сечении;
Мu =5432H∙мм
Момент сопротивления кручению:
Wк нетто = ;
Wk нетто - момент сопротивления кручению;
Wк нетто = мм3.
Момент сопротивления изгибу
Wк нетто = ; (78)
W нетто- момент сопротивления изгибу;
Wк нетто = мм3.

















11 Выбор сорта смазки

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора. Объём масляной ванны определяется из расчета 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Vм = Ртр × 025; (79)
Vм = 0,25×2,3 = 0,6 дм3
По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H= 392 МПа и скорости колес v = 2,7м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 × 10-6 м2/с.
По табл.10.10 по ГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное
И - 40А.
Подшипниковые камеры заполняют пластичной смазкой УТ-1 ГОСТ 21150 – 75 таблице 9.14.
Периодически смазка пополняется шприцем через пресс – масленки.















12 Посадка деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями табл. 10.13. по ГОСТ 25347 – 82.
Посадка зубчатого колеса на вал Н7 / р6;
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Посадки остальных деталей указаны на сборочном чертеже редуктора.




















13 Сборка 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 вал насаживают мазеудерживающие кольца и
шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до
80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрес¬совывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем наде¬вают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и уста¬навливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редук¬тора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закла¬дывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закреп¬ляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с про¬кладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.




Литература
Чернавский С.А., Ицкович Г.М., Боков К.Н. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»- М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.
Чернилевский Д.В. «Курсовое проектирование деталей машини механизмов» - М.: Высшая школа, 1980-230с.
Устюгов Н.И. «Детали машин» - М.: Высшая школа 1981-390с.
Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» - М.: Высшая школа, 1991 – 432с.

© Copyright 2012-2021, Все права защищены.