Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения

Курсовая работа по предмету «Механика»
Информация о работе
  • Тема: Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения
  • Количество скачиваний: 29
  • 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
Помогла работа? Поделись ссылкой
Ссылка на страницу (выберите нужный вариант)
  • Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения [Электронный ресурс]. – URL: https://www.sesiya.ru/kursovaya-rabota/mehanika/sproektirovat-zubchatyy-reduktor-obschego-naznacheniya/ (дата обращения: 13.05.2021).
  • Спроектировать зубчатый редуктор общего назначения // https://www.sesiya.ru/kursovaya-rabota/mehanika/sproektirovat-zubchatyy-reduktor-obschego-naznacheniya/.
Есть ненужная работа?

Добавь её на сайт, помоги студентам и школьникам выполнять работы самостоятельно

добавить работу
Обратиться за помощью в подготовке работы

Заполнение формы не обязывает Вас к заказу

Информация о документе

Документ предоставляется как есть, мы не несем ответственности, за правильность представленной в нём информации. Используя информацию для подготовки своей работы необходимо помнить, что текст работы может быть устаревшим, работа может не пройти проверку на заимствования.

Если Вы являетесь автором текста представленного на данной странице и не хотите чтобы он был размешён на нашем сайте напишите об этом перейдя по ссылке: «Правообладателям»

Можно ли скачать документ с работой

Да, скачать документ можно бесплатно, без регистрации перейдя по ссылке:

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.