Редуктор вертикальный одноступенчатый

Размещено на http://www.allbest.ru/

Редуктор вертикальный одноступенчатый

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Техническое задание

1. Выбор электродвигателя

2. Определение передаточного числа

3. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных напряжений

4. Определение межосевого расстояния

5. Определение модуля передачи

6. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

7. Уточнение передаточного числа

8. Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

9. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

10. Сопоставление расчетного и допускаемого контактных напряжений

11. Определение усилий в зацеплении

12. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

13. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжения изгиба

14. Проектный расчет валов

15. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

16. Подбор и проверка шпонок

17. Расчет усилий в зацеплении, закрытой и открытой передач

18. Выбор расчетной схемы ведомого вала

19. Подбор и расчет подшипников

20. Проверочный расчет ведомого вала

21. Расчет элементов корпуса

22. Смазка редуктора

23. Выбор способа и типа смазки подшипников

24. Сборка узла ведомого вала

Список литературы

Введение

механический электродвигатель редуктор подшипник

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

Техническое задание

Одноступенчатый вертикальный редуктор: зацепление цилиндрическое, прямозубое.

Исходные параметры:

T₂ = 150 Н*м - крутящийся момент на выходном валу;

n₂ = 330 об/мин - частота вращения выходного вала;

L_h = 24000 ч.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определяем потребляемую мощность привода, используя рекомендации "Методических указаний к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике" - [1]

(1.1)

1.2 Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле

(1.2)

где - КПД редуктора;

(1.3)

- КПД зубчатой передачи;

- КПД пары подшипников качения;

- КПД муфты.

Принимаем ориентировочные значения (табл. 6.1 [1])

;

Принимаем .

1.3 Определяем частоту вращения вала электродвигателя.

Рекомендуемые значения передаточных чисел одноступенчатых редукторов приведены в табл.1.2 [3].

С учетом данных табл.1.2 [3], для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами, получим:

(1.4)

1.4 По величине потребляемой мощности и частое вращение ведущего вала (n₁) по табл.19.8 [1] выбираем электродвигатель: серия 4Атип 112М4мощность Р=5,5 кВ та синхронная частота вращения n₁=1445 об/мин.

2. Определяем передаточное число редуктора

3. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных напряжений

3.1 По табл.1.3 [1] выбираем для изготовления шестерни и колеса материал - Сталь 40Х с термообработкой - улучшение.

Шестерня	Колесо
бВ = 900 МПа	бВ = 790 МПа
бТ = 750 МПа	бТ = 640 МПа
ННВ = 269…302 (среднее 285,5)	ННВ = 235…262 (среднее 248,5)

3.2 Определяем допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:

 (3.1)

где-предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1 [1]

- для шестерни

- для колеса

=1 - коэффициент долговечности (для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения); =1,1 - коэффициент безопасности.(для зубчатых колес с однородной структурой материала);

В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем меньшее из значений.

В данном случае:

4. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов "Детали машин", автор М.Н. Иванов [2].

 (4.1)

Приведенный модуль упругости: Е_пр = 2,1*10 ⁵ МПа.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния ; =0,,4. Коэффициент концентрации нагрузи при расчетах по контактным напряжениям . Чтобы определить значение необходимо найти: Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра

(4.2)

Сравниваем:

(4.3)

По графику рисунка 8.15 [2] находим:

Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаем а = 125 мм.

5. Определяем модуль передачи

Модуль передачи определяем по формуле:

(5.1)

где в_w - ширина зубчатого венца:

(5.2)

это значение соответствует стандартному ряду линейных размеров.

Коэффициент, учитывающий влияние ширины колеса,

Принимаем (табл.8.5 [2]).

мм

По табл.8.1. [2] приводим найденное значение модуля к стандартному m = 2 мм

6. Определяем число зубьев шестерни и колеса

6.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле ([2], стр.179):

(6.1)

6.2 Число зубьев шестерни([2], стр.180):

(6.2)

Принимаем Z₁ = 23 ? Z_min = 17

6.3 Число зубьев колеса:



7. Уточняем передаточное число

Определяем фактическое передаточное число по формуле:

(7.1)

Погрешность значения фактического передаточного числа от номинального значения:

что допустимо даже для стандартных редукторов ([2], стр.137).

За передаточное число редуктора принимаем u = 4,43.

8. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

8.1 Определяем делительные диаметры

Шестерни: d₁=z₁m=23 2 = 46 мм

Колеса: d₂ =z₂m=1022 = 204 мм

8.2 Определяем диаметры вершин зубьев

Шестерни: d_а1 = d₁ + 2 m = 46 + 2 2 = 50 мм

Колеса: d_а2 = d₂ + 2 m = 204 + 2 2 = 208 мм

8.3 Определяем диаметры впадин

Для прямозубых цилиндрических передач:

Шестерня: d_f1 = d₁ - 2,5 m = 46 - 2,5 2 = 41 мм

Колесо: d_f2 = d₂ - 2,5 m = 204 - 2,5 2 = 199 мм

8.4 Определяем высоту зуба h = 2,25 m = 2,25 2 = 4,5 мм

8.5 Определяем ширину венца шестерни и колеса

в₁ = в_w = 50 мм

в₂ = 1,1 в_w = 50 1,1 = 55 мм

шестерня шире колеса на 5 мм

в₁₌ в₂ + 5мм = 55 + 5 = 60 мм.

Принимаем 60 мм.

8.6 Проверяем величину межосевого расстояния (8.1 [2])

a_w = 0,5 (d₁ + d₂) = 0,5 (46 + 204) = 125 мм

Корригирования зубьев не требуется.

Сводная таблица параметров прямозубого цилиндрического зацепления без смещения

Параметры зацепления	Числовые значения
Модуль, m	2
Межосевое расстояние, аw	125
Нормальный исходный контур, б	20
Высота зуба, h	4,5
Шестерня	Колесо
Геометрические параметры	Числовые значения	Геометрические параметры	Числовые значения
Число зубьев, z1	23	Число зубьев, z2	102
Ширина венца, в1	60	Ширина венца, в2	55
Делительный диаметр, d1	46	Делительный диаметр, d2	204
Диаметр вершин зубьев, da1	50	Диаметр вершин зубьев, da2	208
Диаметр впадин зубьев, df1	41	Диаметр впадин зубьев, df2	199

9. Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям

9.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки ([2] стр.127)

К_н = К_нв х К_нv

Ранее было найдено: К_нв =1

Для того, чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала

Учитывая, что V₂ = 3,52 м/сек, по табл. 8.2 [2] назначаем 8 ^ую степень точности.

Далее по таблице 8.3 [2] находим К_нv = 1,17

К_н = 1,17 х 1 = 1,17

9.2 Определяем расчетные контактные напряжения по формуле 8.10 [2]

(9.1)

где d_w^/ = d₁ = 46 ммб_w = б =20?

в_w = 60 ммsin2б_w = 0,64

Крутящий момент на ведущем валу:

 (9.2)

где - КПД закрытой цилиндрической передачи

По рекомендации параграфа 8.1 [2] для восьмой степени точности:

10. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений

10.1 Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:

10.2 Определяем недогрузку передачи:

(10.1)

Условие выполнено.

11. Определение усилий в зацеплении

11.1 Окружную силу определяем по формуле (8.5 [2]):

(11.1)

11.2 Радиальную и нормальную силу определяем по формулам:

12. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

12.1 Определяем допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, (12.1)

где - базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл. 5.23 [1]

- для шестерни

- для колеса

S_F - коэффициент безопасности

S_F = S_F^/ х S_F^//,

где S_F^/ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи

S_F^/ = 1,75…2,2, принимаем S_F^/ = 1,975.

S_F^//- коэффициент учитывающий способ получения заготовки.

Для поковок и штамповок S_F^// = 1

Имеем:

S_F = 1,975 х 1 = 1,975.

К_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; К_FC = 1, для зубьев работающих одной стороной.

К_FL - коэффициент долговечности; К_FL = 1, для передач при длительной постоянной нагрузке.

- для шестерни

- для колеса

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводим по колесу, т.к. у колеса меньше.

12.2 Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19 [2]

,

где

Y_FS - коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20 [2]

При х = 0 (без смещения)

Y_FS2 = 3,8

К_F - коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:

К_F = К_Fв х К_FV (стр.127, [2])

где К_Fв = 1,1 коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба, находим по графику 8.15 [2], при этом , (пункт 4 "П.З."). К_FV = 1,16 коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [2]



Получим:

для колеса

13. Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба

13.1 Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба

Условие прочности соблюдается.

14. Проектный расчет валов

14.1 Ведущий вал

Проектный расчет ведущего вала выполняем по рекомендациям [3].

14.1.1 Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала, подобранного электродвигателя серии 4А тип 112М4, равен 32 мм. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент, мы можем диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.

d = (0,8…1,0) d₁ = (0,8…1,0) 32 = 25,6…32 мм.

Проверим диаметр быстроходного вала по крутящему моменту:

принимаем диаметр выходного конца ведущего вала d = 30 мм.

14.1.2 Диаметр вала под подшипник

d_п = d + 2t = 30 + 2 х 1,8 = 33,6 мм

где t =1,8 по табл.3.1

Принимаем d_п = 35 мм

14.1.3 Диаметр буртика под подшипник

d_бп = d_п +3,2r = 35 + 3,2 х 2= 41,4 мм

где r = 2 по табл.3.1.

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_бп = 42 мм

Рис.1 - Эскиз ведущего вала - шестерни

14.2 Ведомый вал

Ведомый вал редуктора передает крутящий момент Т₂ = 150 Нм.

14.2.1 По формуле (15.1 [2]) приближенного оцениваем средний диаметр ведомого вала при []=15 МПа (для редукторных валов):



14.2.2 Разрабатываем конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваем его размеры.

14.2.3 Диаметр выходного конца ведомого вала:

Принимаем =35 мм

14.2.4 Диаметр вала под подшипник:

d_п2 = d_2вых + 2t = 35 + 2 х 2 = 39 мм

t = 2 (по табл.3.1, [3])

Принимаем d_п2 = 40 мм.

14.2.5 Диаметр буртика под подшипник

d_бп2 = d_п2 + 3,2r = 40 + 3,2 х 2,5 = 48мм

где r = 2,5 (по табл.3.1, [3])

Принимаем d_бп2 = 48 мм.

14.2.6 Диаметр вала под колесо:

d_k ? d_бп2 ? 48 мм

Принимаем d_k = 48 мм

14.2.7 Диаметр буртика под колесо

d_бк = d_к + 3f = 48 + 3 х 1,6 = 52,8 мм

где f = 1,6 (по табл.3.1 [3])

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_бк = 53 мм

Рис.2 - Эскиз ведомого вала

15. Определяем конструктивные размеры зубчатых колес

15.1 Определяем конструктивные размеры цилиндрического прямозубого колеса

15.1.1 Принимаем длину ступицы колеса:

I_cm = в_w = 55 мм

15.1.2 Определяем диаметр ступицы:

мм (15.1)

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_ст.к. = 85 мм

15.1.3 Определяем толщину обода зубчатого венца:

S = 2,5m + 2 = 2,5 х 2 + 2 = 7 мм (15.2)

Так как в_w > 20 мм, увеличиваем S на 10-20 %.

Принимаем S = 8 мм

15.1.4 Определяем фаски на торцах зубчатого венца:

f = (0,6…0,7) m = (0,6…0,7) 2 = 1,2…1,4 мм (15.3)

Принимаем f = 1,2 мм. На прямозубых колесах фаску выполняем под углом б_ф = 45?.

15.1.5 Определяем толщину диска:

с = (0,35…0,4) х в = (0,35…0,4) х 55 = 21…24 мм (15.5)

Принимаем с = 22 мм.

Радиус закруглений R ? 6 мм. Принимаем R = 6 мм.

16. Подбор и проверка шпонок

16.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо d_к = 48 мм;

Длина ступицы колеса l_стк = 55 мм;

Выбираем шпонку в х h x l = 14 х 9 х 45, где l=b 2 - 10 мм = 55 - 10 = 45 мм

l раб. =l - b =45 - 14 = 31 мм

16.1.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

(16.1)

Допускаемое напряжение = 120 МПа

Условие прочности выполняется.

16.2 Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала

d_ш = 35 мм

Выбираем шпонку в х h х I = 10 x 8 x 40, где l=b 2 - 10 мм = 50 - 10 = 40 мм

l раб. =l - b =40 - 10 = 30 мм

16.2.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Условие прочности выполняется.

17. Расчет усилий в зацеплениях закрытой и открытой передач

17.1 Расчет усилий в зацеплении закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

Окружное усилие:

(17.1)

Радиальное усилие:

F_r2= F_t2 x tg б = F_t2 x tg20° = 1470,58 x 0,36397 = 535,24 H (17.2)

18. Выбор расчетной схемы вала

Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

18.1 Расчетная схема ведомого вала приведена на стр.26

18.2 Определение реакций в опорах

Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия

18.2.1 В вертикальной плоскости

F_r2 х I₁ + R_Y (I₁ + I₂) = 0

Отсюда реакция опоры Д в вертикальной плоскости

R_Y(l₁+l₂) - F_r2l₂ = 0

Проверка:

267,62 - 535,24 + 267,62 = 0

18.2.2 В горизонтальной плоскости:



F_t2 I₁ + R_X1 (I₁ + I₂) = 0

-R_X2 (l₁+l₂) - F_t2l₂ = 0

Проверка:

735,29 - 1470,58 + 735,29 =0

ВЫВОД: Реакции в опорах определены, верно.

18.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюры изгибающих моментов строят в двух плоскостях.

18.3.1 Горизонтальная плоскость:

Момент под колесом:

М_игк = R_X х l₁ = 735,29 х 49 = 36029,21 Н*мм

18.3.2 Вертикальная плоскость:

Момент под колесом:

М_ивк = R_Y х l₁ = 267,62 х 49 = 13113,38 Н*мм

18.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов



Рис.3

ВЫВОД: Наиболее опасным является сечение под колесом.

19. Подбор и расчет подшипников

Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре Д. требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию L_h = 24000 ч.

19.1 Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для ведомого вала шариковые радиальные подшипники средней узкой серии, условное обозначение 308 со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, d = 40 мм;

Наружный диаметр подшипника, D = 90 мм;

Ширина подшипника, B = 23 мм;

Фаска подшипника, r = 2,5 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 41000 Н

Статическая грузоподъемность: С_о = 22400 Н

n_пред. = 9000 об/мин. (при жидкой смазке)

19.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле(16.39 [2]):

P_r = XVF_r+ x К_б x К_т

Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:

По рекомендации к формуле 16.29 [2]:

К = 1 - температурный коэффициент;

К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

Р_r = 1 х 782,47 х 1 х 1,3 = 1017,21 Н

19.3 Находим эквивалентную долговечность(16.31 [2]):

,

где = 1 -по табл. 8.10 [2] стр.173 М.Н.Иванов

L_h = 24000 часов (задано)

Получим:

L_hE = 1 х 24000 = 24000 ч.

Фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости



19.3.1 Определяем ресурс подшипника:

L_E = 60 х 10^-6 х n х L_hE = 60 х 10^-6 х 330 х 24000 = 475,2 млн.об.

n = n₂ = 330 об/мин.

19.3.2 По табл. 16.3 [2]:

а₁ = 1 - коэффициент надежности;

а₂ = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

19.4 Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.

С_{(потребная)} ? С_{(паспортная)}(16.26 [2])

С_{(потребная)} = Р ,

где Р = Р_r = 1017,21 Н

р = 3 (для шариковых подшипников)

L = L_E = 475,2 млн.об.

С_{(потребная)} =

Итак:

С_{(потребная)} = 7937,8 Н < С_{(паспортная)} = 41000 Н

Условие выполняется, по паспортным значениям С значительно превышает потребное.

19.5 Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:

Эквивалентная статическая нагрузка (16.33 [2])

Р_о = Х_о х F_r

Для шарикоподшипников:

Коэффициент радиальной статической силы Х_о = 0,6

С учетом возможной двух кратной перегрузки:

Р_о = 2 (0,6 х 782,47) = 938,9 Н < 22400 Н

Условие выполняется.

20. Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала

20.1 Выбор материала вала.

Материал вала - Сталь 45, улучшенная 192…240 НВ

Характеристики:

= 750 МПа - предел прочности при растяжении;

= 450 МПа - предел текучести;

срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная нагрузка.

20.2 Расчет вала на выносливость.

Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба (рис.4) и от нулевой для напряжений кручения (рис.5).



Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:

(20.1)

Как видно из эпюр, в нашем случае опасным сечением под колесом.Проведем для него расчет.

20.2.1 Суммарный изгибающий момент в К.

20.2.2 Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:

(15.4[2])

В этих формулах и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и - постоянные составляющие.

Согласно принятому выше условию (рис.4 и рис.5) при расчете валов

(15.5 [2])

находим = 38341 / (0,1 х 48 ³) = 3,46 МПа

находим = = 0,5 х 150 х 10³ / (0,2 х 48 ³) = 3,39 МПа

и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Их значения зависят от механических характеристик материала.

Для среднеуглеродистых сталей = 0,1; = 0,05.

Предел выносливости определяем по формуле(15.7 [2]):

= 0,4 х 750 = 300 МПа

= 0,2 х 750 = 150 МПа

По графику рис.15.5 [2] находим

Масштабный фактор К_d = 0,64

По графику рис.15.6 [2] находим

Фактор шероховатости поверхности К_f = 1,0

По таблице 15.1 [2] назначаем:

Коэффициент концентрации напряжений при изгибе К = 1,86

Коэффициент концентрации напряжений при кручении К = 1,4

Находим запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба (15.3 [2])

Вывод: Запас прочности вала на сопротивление усталости обеспечен.

20.3 Расчет вала на статическую прочность при перегрузках.

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например, пусковых и т.п.). При этом определяем эквивалентное напряжение(15.8 [2]):

, (20.3)

где(15.9 [2])

При перегрузках напряжения удваиваются и для опасного сечения под колесом:

Находим:

Условия соблюдается.

Вывод: Статическая прочность вала при перегрузках обеспечена.

21. Расчет элементов корпуса

На рисунке 4 показан один из возможных вариантов корпуса вертикального одноступенчатого цилиндрического редуктора. Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.

Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Между бобышками, основанием и на крышке имеются ребра жесткости.

Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).

Ориентировочно основные размеры корпуса определились при составлении компоновочной схемы. Теперь следует уточнить их.

Таблица

Наименование элемента	Обозначение	Эмпирическое соотношение	Размер, мм
Зазор между вращающимися деталями и корпусом редуктора			10
Толщина стенки корпуса редуктора		= 0,025 х а + 5 =0,025 х 125 + 5	8
Толщина стенки крышки редуктора		= (0,8…0,85)	7
Толщина фланца корпуса редуктора		= (1,5…1,65)	13
Толщина фланца крышки редуктора		= (1,45…1,5)	12
Толщина фланца подошвы корпуса		= 2,5	20
Диаметр болтов по разъему корпусов и крышки	d		10
Ширина фланца	к	к ? 2,7d	27
Диаметр болтов по приливам	d1		12
Диаметр фиксирующих штифтов	d3		8
Диаметр фундаментальных болтов	d2		16
Высота бобышки	h1		конструктивно
Высота приливов	h2		конструктивно
Толщина ребер жесткости	S1	S1 = (0,9…1)	8
Диаметр отверстия в проушине	dп	dп = (1,5…2,0)	14
Длина редуктора	L	L = da2+2a1+2	244
Ширина редуктора	В	В = в1+2a1+2	96
Высота редуктора	Н	Н ? Н1+а+(dа1/2)+а1+	307
Высота корпуса	Н1	Н1 = +в+dа2/2	140

22. Смазка редуктора

В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

22.1 Выбор сорта смазки

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена в пункте 9.2 "П.З.", V₂ = 3,52м/сек. Контактное напряжение определено в пункте 3.2 "П.З.", [_н] = 463,9 МПа.

Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 [3] находим требуемую вязкость масла = 34. Сорт масла выбираем с учетом требуемой вязкости по табл.8.3 [3]. Возможно использование двух сортов масла: индустриальное И-30А или индустриальное И-40А.

22.2 Определение объема масляной ванны

22.2.1 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

m ? h_M ? 0,25d₂

2 ? h_M ? 0,25 х 204 = 51 мм

наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Учитывая, что окружная скорость невысока, а схема редуктора вертикальная, примем значение h_м = 35 мм.

22.2.2 Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора:

h = в₀ + h_м = 15 + 35 = 50 мм

где в₀ - расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

в₀ ? 6 х m ? 6 х 2 ? 12 мм

примем в₀ = 15 мм.

22.2.3 Объем масляной ванны

(L-) x (B-) x h = (244 - 8) x (96 - 8) x 50 = 1038400 мм³

Объем масляной ванны составил ? 1,0 л.

22.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес

Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить стеклянный маслоуказатель

Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора - отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

23. Выбор способа и типа смазки подшипников

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.

24. Сборка узла ведомого вала

Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:

1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;

2. установка цилиндрического колеса;

3. установка втулки распорной;

4. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;

5. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;

6. установка и крепление верхнего корпуса;

7. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);

8. установка шпонки в паз на выходной конец вала;

Список литературы

1. "Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике" УГАТУ.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, 2000 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984 г.

4. Д.С. Левятов, Г.Б. Соскин. Расчеты и конструирование деталей машин. Высшая школа, 1985 г.

5. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989 г.

6. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989 г.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.,2001 г. Т.I, II, III.

8. Детали машин: Атлас / Под редакцией Д.Н. Решетова. М., 1992 г.

9. М.И. Амфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. М., Машиностроение, 1972 г.

10. Подшипники качения. Справочник-каталог / Под редакцией В.Н. Нарышкина и Р.Р. Коросташевского. М., Машиностроение, 1984 г.

11. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов "Конструирование узлов и деталей машин". Высшая школа, 2003 г.

Размещено на Allbest.ru