Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора
Определение мощности электродвигателя, частот вращения и крутящих моментов на валах привода. Расчёт цилиндрической и цепной передач, шпоночных соединений, подшипников, валов, муфты. Конструирование зубчатого колеса, корпусных деталей. Выбор посадок.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | курсовая работа |
Язык | русский |
Дата добавления | 31.05.2015 |
Размер файла | 404,7 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ
ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ГЕОЛОГОРАЗВЕДОЧНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ СЕРГО ОРДЖОНИКИДЗЕ МГРИ-РГГРУ
КАФЕДРА МЕХАНИКИ И ИНЖЕНЕРНОЙ ГРАФИКИ
Пояснительная записка к проекту по деталям машин
Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора
Москва 2014
Задание на проектирование
Спроектировать привод шахтного ленточного конвейера с подробным расчетом редуктора по следующим данным:
полезное усилие на ленте конвейера - F=2 (кН);
скорость ленты конвейера - V=1,5(м/с);
диаметр ведущего барабана конвейера - D =0,3(м);
срок службы привода - L=7 (лет);
коэффициент использования механизма в году - Кгод=0.6 ;
коэффициент использования механизма в сутках - Ксут=0.7 ;
Кинематическая схема и график нагружения приведены ниже.
Рис. 1
Введение
Конструирование машин - творческий процесс со свойственными ему закономерностями построения и развития. Основные особенности этого процесса состоят в многовариантности решения, необходимости согласования принимаемых решений с общими и специфическими требованиями, предъявляемыми к конструкциям, а также с требованиями соответствующих государственных стандартов, регламентирующих термины, определения, условные обозначения, систему измерений, методы расчета и т. п.
Детали, узлы, машины изготовляют по чертежам, выполненным на основе проектов - совокупности расчетов, графических материалов и пояснений к ним, предназначенных для обоснования и определения параметров конструкции (кинематических, динамических, геометрических и др.), ее производительности, экономической эффективности. Для особо ответственных конструкций проект дополняют макетом или действующей моделью .
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разработки конструкций; и многое другое.
Таким образом достигаются основные цели этого проекта:
— овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;
— приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;
— научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;
— уметь обоснованно защитить проект.
В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта .
1. Кинематический расчет
1.1 Выбор электродвигателя
Привод состоит из электродвигателя, муфты, одноступенчатого редуктора и цепной передачи. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в цепи с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения выходного вала редуктора.
Мощность на выходном валу редуктора определяется по формуле:
,
где F - окружная сила на барабане конвейера, F = 2000 Н;
V - скорость движения ленты , V = 1,5 м/с.
= 3 кВт
Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле
,
где з - КПД привода.
Определим общий к.п.д. привода
где - к.п.д. муфты
- к.п.д закрытой цилиндрической передачи
- к.п.д. одной пары подшипников качения
- к.п.д цепной передачи
Получим
= 3,45 кВт.
По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1000 об/мин 4А112MB с параметрами Рдв = 11 кВт и асинхронной частотой вращения nн=750 об/мин.
Определяем передаточное отношение привода
где - асинхронная частота вращения вала двигателя;
- частота вращения вала приводного барабана.
Определяем частоту вращения вала приводного барабана:
,
где D -диаметр барабана:
= 127,4об/мин.
Получим:
по стандартному ряду принимаем передаточное число цилиндрической передачи , тогда передаточное число цепной передачи равно:
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
Определение мощности на валах
(кВт)
(кВт)
(кВт)
Определение частот вращения валов (об/мин)
(об/мин)
(об/мин)
Определение угловых скоростей вращения валов
(рад/с)
(рад/с)
(рад/с)
(рад/с)
Определение вращающих моментов на валах
(Нм)
(Нм)
(Нм)
(Нм)
2. Расчет цилиндрической передачи
Так как передача не является тяжело нагруженной и не предъявляется высоких требований к размерам, для изготовления зубчатых колес используем сравнительно дешёвые марки стали. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерён назначаем больше твёрдости колёс.
Сталь в наше время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В качестве материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообработка колеса - улучшение, твердость НВ200; для шестерни так же сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообработка шестерни - улучшение, твердость на поверхности HB230.
Определяем допускаемые контактные напряжения:
,
где - предел контактной выносливости:
МПа;
МПа;
ZR- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, ZR = 0,9;
ZV- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, ;
SH- коэффициент запаса прочности, SH = 1,1;
ZN- коэффициент долговечности:
,
где NHG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
;
;
NНЕ- эквивалентное число циклов:
,
где Nk- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:
,
часов - фактический срок службы
,
.
,
;
;
,
т. к. > и > , то и , следовательно и .
МПа;
МПа.
Расчёт будем вести по меньшему значению допускаемого контактного напряжения.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
,
где - предел контактной выносливости:
МПа;
МПа;
YR- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, YR = 1;
YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, YA= 1;
SF- коэффициент запаса прочности, SF = 1,7;
YN- коэффициент долговечности:
,
где YFG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, ;
YFЕ- эквивалентное число циклов:
,
, т. к. >, то ;
, т. к. >, то ;
;
МПа;
МПа.
Проектный расчёт:
Межосевое расстояние:
где = 49.5 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
- передаточное отношение ступени;
- вращающий момент на тихоходном валу передачи;
= 0,25 - коэффициент ширины венца колеса;
- среднее допускаемое контактное напряжение;
= 1.25 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
(мм)
Принимаем =180 мм
Модуль зацепления
принимаем стандартное среднее значение
(мм)
Принимаем =45 мм =50 мм
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Определим число зубьев шестерни
тогда число зубьев колеса
Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес
Определим размеры колёс
Делительный диаметр
(мм)
(мм)
Проверка:
(мм)
Диаметр вершин зубьев
(мм)
(мм)
Диаметр впадин зубьев
(мм)
(мм)
Проверочный расчет цилиндрической передачи редуктора:
Проверяем контактные напряжения
где = 376 - вспомогательный коэффициент
- окружная сила в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
- коэффициент, динамической нагрузки
- ширина венца зубчатого колеса;
- делительный диаметр зубчатого колеса
Выбора коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи
Окружная сила в зацеплении
где - вращающий момент на быстроходном редуктора
(Н)
Окружная скорость колеса:
где - угловая скорость тихоходного вала редуктора
(м/с)
=1,1 (по таблице)
= 1,1 (по таблице)
Получим:
(Н/мм2)
Вывод: зубчатая передача редуктора является недогруженной, что находится в пределах допускаемых значений, т.е. условие прочности выполнятся.
Определение сил в зацеплении закрытой передачи:
Окружная сила:
где - вращающий момент на быстроходном валу;
- делительный диаметр шестерни.
(Н)
Радиальная сила:
где =200 - угол зацепления;
(Н)
Осевой силы не возникает, так как зацепление прямозубое.
3. Компоновка редуктора
3.1 Проектные расчеты валов
В качестве материала для изготовления валов редуктора принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
Предварительно определяем диаметры валов
Быстроходный вал:
Диаметр конца вала под полумуфту:
где - крутящий момент, передаваемый валом;
=17 Н/мм2 - допускаемые контактные напряжения
(мм) принимаем (мм)
Далее по формулам определим размеры других ступеней вала, принимая t=2 и r = 2.
Длина конца вала:
(мм)
Диаметр ступени под подшипники:
(мм) принимаем
Длина ступени под подшипники:
(мм)
Диаметр вала за подшипником:
(мм)
Тихоходный вал:
Аналогично проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2,5; r =2,5 ; =20 Н/мм2
Диаметр конца вала под полумуфту:
(мм) принимаем (мм)
Длина конца вала:
(мм)
Диаметр ступени под подшипники:
(мм)
Длина ступени под подшипники:
(мм)
Диаметр вала за подшипником:
(мм)
принимаем (мм)
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
В качестве опор быстроходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжелой серии (Подшипник 407 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника
dxDxB=35x100x25
для которого кН, кН.
В качестве опор выходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжёлой серии (Подшипник 410 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника
dxDxB=50x130x31
для которого кН, кН.
3.3 Конструирование зубчатого колеса
Для мелкосерийного производства примем вид заготовки для изготовления зубчатого колеса - круглый прокат.
1. Ширина ступицы:
мм.
2. Диаметр ступицы:
мм.
3. Ширина торцов зубчатого венца:
мм.
4. Ширина фаски:
мм.
Рис. 2
3.4 Определение консольных сил, действующих на валы
В данном приводе консольную нагрузку определяет муфта, соединяющая редуктор с электродвигателем.
Консольная сила от муфты:
где = 87.5 Нм - крутящий момент на быстроходном валу;
привод зубчатый вал электродвигатель
4. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников
Крышки подшипников изготавливаем из чугуна марки СЧ15. В редукторе используем привертные крышки. Для изготовления крышки примем следующие основные параметры
Толщина стенки фланца крышки - 8 мм;
Диаметр болтов, крепящих крышки (для сокращения номенклатуры крепежных изделий примем для всех крышек одинаковые болты) - М8;
Количество болтов, крепящих крышки - 6 шт;
Ширина фланца крышек: мм;
Заготовки для корпусных деталей получают методом литья, материал СЧ15. Редуктор выполняем разъемным, состоящим из корпуса и крышки, плоскость разъема проходит через оси валов.
Определим толщину стенок корпуса:
мм.
принимаем
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягаем дугами радиусом 4 мм.
Ширина стенки прилива, в котором расположены подшипники:
мм.
Длина подшипникового гнезда - 40 мм.
Для увеличения жесткости прилив укрепляем ребром жесткости толщиной 10 мм.
Диаметр болтов крепления крышки - мм.
Для соединения крышки и корпуса используем болты с шестигранной головкой. Ширина фланца для размещения головок болтов подшипниковых гнезд - мм, для размещения головок болтов соединяющих фланцы крышки и корпуса - мм.
Диаметр фиксирующих штифтов
мм.
Диаметр болта крепления редуктора к раме
.
Количество болтов - 4 шт.
Для транспортировки редуктора на крышке предусмотрены проушины, отлитые заодно с крышкой.
Дно корпуса имеет уклон 1° в сторону сливного отверстия, кроме того у самого отверстия имеется местное углубление.
5. Проверочный расчёт шпоночных соединений
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Выберем и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под посадку колеса равен 60 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами :
bxhxt1=18х11х7 и l=70 мм
Условие прочности:
Ft- окружная сила на колесе, Н;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l-полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
Проверим шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под посадку полумуфты равен 30 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами :
bxhxt1=8х7х4 и l=40 мм
Условие прочности:
Fм- сила воздействия муфты на вал, Н;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l-полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
6. Расчёт цепной передачи
Определяем шаг цепи:
где - вращающий момент на ведущем валу;
- коэффициент эксплуатации;
- число рядов цепи;
- число зубьев ведущей звездочки;
принимаем =30 (по таблице)
=30 Н/мм2- допускаемое давление в шарнирах цепи
где =1 - коэффициент, зависящий от динамичности нагрузки;
= 1,5 - коэффициент, зависящий от способа смазки;
= 1 - коэффициент, зависящий от положения передачи;
= 1 - коэффициент, зависящий от способа регулировки межосевого
расстояния;
=1 - коэффициент, зависящий от режима работы
(мм)
Принимаем большее значение шага цепи для получения необходимого запаса прочности цепи (мм)
Принимаем однорядную роликовую цепь ПР-25.4-5670 ГОСТ 13568 -75.
Число зубьев ведомой звездочки:
Фактическое передаточное отношение:
,
Оптимальное межосевое расстояние:
где - стандартный шаг цепи
(мм)
Межосевое расстояние в шагах:
где - межосевое расстояние;
Число звеньев цепи:
где -межосевое расстояние в шагах;
- число зубьев ведущей звездочки;
- число зубьев ведомой звездочки;
Принимаем четное количество звеньев
Уточняем межосевое расстояние в шагах:
Определяем фактическое межосевое расстояние:
(мм)
Так как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 ,то для этого при монтаже предусматриваем возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005.
Определим длину цепи:
(мм)
Определяем диаметры звёздочек:
Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки:
(мм)
Диаметр делительной окружности ведомой звёздочки:
(мм)
Диаметр окружности выступов ведущей звёздочки:
где =0,7 - коэффициент высоты зуба; - коэффициент числа зубьев;
- геометрическая характеристика зацепления
где =7.95- диаметр ролика шарнира
Коэффициент числа зубьев ведущей звёздочки:
Коэффициент числа зубьев ведомой звёздочки:
(мм)
Диаметр окружности выступов ведомой звёздочки:
(мм)
Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки:
(мм)
Диаметр окружности впадин ведомой звёздочки:
(мм)
Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:
где - частота вращения тихоходного вала редуктора;
- допускаемая частота вращения
(об/мин)
Число ударов цепи о зубья звездочек:
где - расчетное число ударов цепи;
- допускаемое число ударов
(с -1)
Фактическая скорость цепи:
(м/с)
Окружная сила, передаваемая цепью:
где - мощность на ведущей звездочке
(Н)
Давление в шарнирах цепи:
где - площадь поверхности опорной поверхности шарнира
где - ширина внутреннего звена
(мм2)
(Н/мм2)
Прочность цепи удовлетворяется соотношением
где - расчетный коэффициент запаса прочности;
- допускаемый коэффициент запаса
где - разрушающая нагрузка цепи, кН;
- предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;
- натяжение цепи от центробежных сил
где = 3 - коэффициент провисания = 2.6- масса одного метра цепи, кг/м;
- межосевое расстояние, м
- ускорение свободного падения
(Н)
где - фактическая скорость цепи
(Н)
Сила давления цепи на вал:
где = 1,15 - коэффициент нагрузки вала
(Н)
Вывод: Принятая цепь типа ПР-25.4-5670 ГОСТ 13568 -75 пригодна по условию для использования в проектируемом приводе. Прочность цепи обеспечена.
7. Проверочный расчет подшипников качения
Рис. 3 Быстроходный вал:
Исходные данные:
Ft = 2430 Н
Fr = 875 Н
T = 87.5 Н•м
Fм = 935 Н
a = 55 мм
b = 55 мм
c = 65 мм
1. Горизонтальная плоскость:
а) Определяем реакции опор:
;
;
Н;
;
;
Н.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н•м;
Н•м;
;
2. Вертикальная плоскость:
a) Определяем реакции опор:
;
;
Н•м;
;
;
Н•м.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н•м;
;
;
3. Строим эпюру крутящих моментов:
Н•м.
4. Определяем суммарные реакции:
Н;
Н.
5. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении с максимальными изгибающими моментами:
Н•м.
6. Определяем номинальную долговечность работы подшипников:
,
где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 43600 Н;
Р - эквивалентная нагрузка;
р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Осевой силы не возникает, поэтому
,
где Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
Кб = 1;
- наибольшая реакция в подшипнике;
Н.
=69025 ч.
Долговечность работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник целесообразно использовать в редукторе.
Рис. 4 Тихоходный вал.
Исходные данные:
Ft = 2430 Н
Fr = 875 Н
T = 340 Н•м
Fоп = 3316 Н
a = 60 мм
b = 60 мм
c = 90 мм
1. Горизонтальная плоскость:
а) Определяем реакции опор:
;
;
Н;
;
;
Н.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н•м;
Н•м;
;
2. Вертикальная плоскость:
a) Определяем реакции опор:
;
;
Н•м;
;
;
Н•м.
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н•м;
;
;
3. Строим эпюру крутящих моментов:
Н•м.
4. Определяем суммарные реакции:
Н;
Н.
5. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении со шпоночной канавкой:
Н•м.
6. Определяем номинальную долговечность работы подшипников:
,
где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 68500 Н;
Р - эквивалентная нагрузка;
р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Осевой силы не возникает, поэтому
,
где Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
Кб = 1;
- наибольшая реакция в подшипнике;
Н.
=63138 ч.
Долговечность работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник целесообразно использовать в редукторе.
8. Проверочный расчёт валов
Проверим тихоходный вал в сечении со шпоночной канавкой.
1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала:
а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи :
,
где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,
М = 80.7 Н·м;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала.
,
= 18650 мм3.
= 4.3 Н/мм2.
б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа равна половине расчетных напряжений кручения фк:
,
где Мк- крутящий момент, Мк =340 Н·м;
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала.
,
= 40250 мм3.
= 4.2 Н/мм2.
2. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
,
,
где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются по табл.: Ку = 1,9, Кф = 1,7;
КF- коэффициент влияния шероховатости, выбирается по таблице, КF = 1;
Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, выбирается по таблице, Кd = 0,67;
Кy - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, выбирается по таблице, Кy = 2,5.
,
.
3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
,
,
где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, у-1 определяется по таблице, у-1 = 410 МПа, ф-1 = 0,58·у-1 = 0,58·410 = 238 МПа.
МПа,
МПа.
4. Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
,
,
= 84.4,
=56.2.
5. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
,
где [S] - коэффициент запаса прочности, [S] = 2.
= 46.8.
Проверочный расчет вала показал, что данный вал удовлетворяет условиям прочности.
9. Подбор и расчёт муфты
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выберем муфту упругую втулочно-пальцевую.
Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:
,
где Т = 87.5 Н•м - вращающий момент, Н•м;
=12 - диаметр пальца, мм;
= 25 - длина упругого элемента, мм;
= 2 МПа - допускаемые напряжения;
= 6 - число пальцев;
=20 - диаметр отверстия под упругий элемент, мм;
=60 - диаметр окружности расположения пальцев, мм.
МПа
Пальцы муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб:
,
где МПа - допускаемые напряжения изгиба;
мм - зазор между полумуфтами.
МПа.
10. Выбор посадок
В данном курсовом проекте кольца подшипников нагружены:
- кольца, вращающиеся относительно радиальной нагрузки, подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению (внутренние кольца подшипников);
- кольца, неподвижные относительно радиальной нагрузки, подвергаются местному нагружению (наружные кольца подшипников;
Многолетней практикой установлено, что соединение внутренних колец должно быть обязательно с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом вала.
Посадки наружных колец назначают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора, т. к. обкатывание кольцом корпуса в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно, т. к. при этом изменяется положение зоны нагружения. Кроме этого, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов.
Для входного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе по Н7.
Для выходного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе по Н7.
11. Смазка редуктора
Смазывание редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло на уровень, обеспечивающий их погружение на 10-15 мм.
Объём масляной ванны определяется из расчёта:
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес:
Таблица 1
Передача |
Контактные напряжения |
Окружная скорость зубчатых передач , м/с |
|||
До 2 |
Св.2 до5 |
Св.5 |
|||
Зубчатая |
До 600 |
И-Г-А-32 |
И-Г-А-32 |
И-Г-Л-22 |
|
Св.600 до1000 |
И-Г-А-68 |
И-Г-А-46 |
И-Г-С-32 |
||
Св.1000 |
И-Г-А-68 |
И-Г-А-68 |
И-Г-С-46 |
Выбираем масло И-Г-А-32
При картерном смазывании передачи и окружных скоростях более 1 м/с масло разбрызгивается зубьями колёс, а при скоростях более 3 м/с внутри корпуса образуется масляный туман. И в том, и другом случае нет необходимости предусматривать специальную смазку подшипников, т.к. они будут смазываться тем же маслом, что и передачи. Именно такие скорости характерны для большинства редукторов общего назначения.
Заключение
В ходе курсового проекта был спроектирован цилиндрический одноступенчатый редуктор.
При кинематическом расчете передаточное число привода ровнялось:
.
После расчета цилиндрической передачи передаточное число изменилось:
=4.
Находим погрешность:
= 0%.
В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет передач. После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, шпонок. Были выполнены расчет муфты, подбор посадок, выбор смазки и уплотнений.
В ходе расчета было выяснено, что зубчатая передача недогружена, что гарантирует надежную работу привода в течение всего срока службы.
Литература
1 Анурьев В.И. Справочник конструкора-машиностроителя. Изд.7-е в 3-х тт.-М.: Машиностроение, 1992.
2 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для тех. спец. вузов.-6-е изд., исп.-М.: Высш. шк., 2000.-447с.,ил
3 Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов высш. техн. учеб. заведений.-5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991.-383 с.:ил.
4 Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов.- М.: Машиностроение, 1984.-560 с.
5 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов.- М.: Высшая школа, 1991.- 432с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015Кинематический расчёт и выбор электродвигателя редуктора. Расчёт зубчатых колёс и валов. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений. Этапы компоновки; посадки основных деталей.
курсовая работа [544,3 K], добавлен 19.04.2015Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование тихоходного вала редуктора. Выбор муфты и расчёт долговечности подшипников. Смазывание зубчатого зацепления, сборка редуктора.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 21.09.2013Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя для привода цепного транспортера. Определение вращающих моментов на валах. Конструирование подшипников и валов. Расчет зубчатой передачи, межосевого расстояния и шпоночных соединений. Модуль передач.
курсовая работа [129,7 K], добавлен 25.10.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач. Рассмотрение эскизной компоновки редуктора. Расчет схемы валов, реакций, эпюры изгибных и крутящих моментов. Подбор подшипников, выбор и проверка шпонок. Смазка зубчатого зацепления и подшипников.
отчет по практике [277,0 K], добавлен 02.06.2015Кинематический расчет и конструирование привода, зубчатых передач редуктора, открытой зубчатой передачи, валов привода, подшипниковых узлов, шпоночных соединений, корпусных деталей. Выбор материала, термообработки, муфты, манжет. Компоновка редуктора.
курсовая работа [631,8 K], добавлен 27.03.2011Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.
курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011Обзор процесса компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет частоты вращения и моментов на валах, зубчатых передач и шпоночных соединений. Сборка и смазка редуктора. Регулировка радиально-упорных подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 18.11.2017Проектирование привода скребкового транспортёра, состоящего из электродвигателя, цепной передачи, муфты, транспортера и червячного редуктора. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений.
курсовая работа [708,3 K], добавлен 18.03.2014Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015