Редуктор электромеханического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ

УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ТРАНСПОРТА (МИИТ)»

РОССИЙСКАЯ ОТКРЫТАЯ АКАДЕМИЯ ТРАНСПОРТА

(РУТ (МИИТ)

КУРСОВАЯ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Проверил: Панченко А.В

Выполнил студент 4 курса:

Ситников Н.Н.

Группа: ЗНС-491 Шифр: 1810-п/НСс-1642

Москва 2022 г.



ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рис. 1

1- Электродвигатель

2- Ременная передача

3- редуктор цилиндрический

4- муфта

5- механизм компрессора.

Валы: I - двигателя;

II - быстроходный вал редуктора;

III - тихоходный вал редуктора.

Исходные данные для проектирования

щ_III=40 рад /с. - угловая тихоходного вала редуктора

ц=30, град. l_AB= 0,12м, l_BC=0,25 м, l_CD=0,30 м

Р_III=1,5кВт - мощность на тихоходном валу редуктора

Пер.ч.ред. Up=3,5, в=0? накл. зуб,

Материал зубчатых колес - Сталь 40Х. Термообработка - улучшение

Твердость - НВ=280

Допускаемые контактные напряжения - [у_H]=450 МПа

Коэффициент нагрузки - К_Н = 2

Коэффициент ширины колеса - Ш_ba = 0,25



СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПРИВОДА

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПРИВОДА

3. CИЛОВЫЕ И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ И НА ИЗГИБ

5. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПЕРЕКРЫТИЯ

6. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

8.РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА НА СЛОЖНОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ

9. РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

10. СОЕДИНЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС С ВАЛАМИ

11. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА, КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

12. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ



ВВЕДЕНИЕ

редуктор зубчатый передача привод

Редукторы широко применяются в разных отраслях промышленности. Это объясняется тем, что они могут передавать в широком диапазоне крутящие моменты, обеспечивать необходимые передаточные числа, редукторы обладают высоким коэффициентом полезного действия, не сложностью конструкции, удобством монтажа и демонтажа. Редукторы широко используются в среднем, в тяжелом машиностроении, для приводов рабочих клетей прокатных станов, вращающихся печей, шаровых мельниц и других машин.

Объектом данного курсового проекта является зубчатая передача (редуктор) электромеханического привода, предназначенная для преобразования вращательного движения. Такой выбор связан с большой распространенностью зубчатых передач в современной технике.

Целью данного курсового проекта является проектирование редуктора в соответствии с прилагаемой кинематической схемой.

При проектировании редуктора необходимо наряду с конструкторскими решениями выполнить различные расчеты, позволяющие выбрать оптимальные варианты конструкции либо проверить правильность принятых конструктивных решений.

Основными задачами, которые необходимо выполнить в курсовом проекте, являются:

- ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проектирования;

- изучение известных конструкций аналогичных механизмов машин и приборов с анализом их достоинств и недостатков;

- выбор наиболее простого варианта конструкции механизма с учетом выполнения требований технического задания на проект;

- выполнение необходимых расчетов с целью обеспечения заданных технических характеристик устройства;

- выбор необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства;

- выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов (Единая система конструкторской документации) ЕСКД;

- составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.



1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПРИВОДА

Требуемая мощность электродвигателя:

где Р_III - мощность на выходном валу,

коэффициент полезного действия (КПД) всего привода.

По табл. 2.1[1] примем следующие значения КПД:

- для открытой плоскоременной передачи: ₁ = 0,94…0,96=0,94

- для закрытой зубчатой передачи: ₂ = 0,96…0,98=0,96

- для муфты: ₃ = 0,98

- для одной пары подшипников: ₄ = 0,99

Общий КПД привода будет:

Требуемая мощность двигателя будет:

Предварительно вычисляют частоту вращения,n_в мин^-1, приводного вала:

Выбор предварительного общего передаточного числа



u_общ = u₁ · u₂

Передаточное число открытой ременной передачи u_1.=2…4.

Передаточное число цилиндрической передачи u₂=3,5.

U_общ = (2…4) •3,5= 7…14

Определение требуемой частоты вращения и требуемой мощности электродвигателя

n_пот.эл. = n_вых · U_общ,

n_пот.эл. = 382•(7…14 ) = 2674 … 5348об/мин.

В [3, с.806] по требуемой мощности и частоте вращения выбираем электродвигатель 4АМ80ВУЗ, с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, с номинальной частотой вращения 2850 об/мин, с мощностью Рдвиг.=2,2 кВт.

Определяем передаточное отношение привода:

Передаточное число закрытой цилиндрической передачи u₂=3,5.

Передаточное число ременной передачи:

Принимаем стандартное значение передаточного числа открытой зубчатой передачи:

Уточняем общее передаточное число:

U_общ = 3,5•2=7

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПРИВОДА

Построение кинематической схемы

Масштаб:

Длина кривошипа: АВ=60мм

Длины звеньев механизма в масштабе построения:

Структурный анализ механизма

Механизм содержит три подвижных звена и одно неподвижное звено 0 (стойка). Подвижные звенья и стойка образуют 4 кинематические пары V класса, из которых три - вращательные и одна - поступательная (табл. 1.1).



Таблица 1.1

Наименование, класс и обозначение кинематических пар, образующих механизм

№ п/п	Обозначение кинематической пары	Звенья, образующие кинематическую пару	Класс кинематической пары	Наименование кинематической пары
1	А	0 и 1	V	вращ.
2	В	1 и 2	V	вращ.
3	С	2 и 3	V	вращ.
4	D	3 и 0	V	поступ.

Формула строения механизма:

=

Степень свободы механизма по структурной формуле Чебышева:

Где n=3 - подвижные звенья механизма

=4- пары низшего порядка,

=0 - пары высшего порядка.

Построение плана скоростей

Механизм 1-го класса(0,1)

Где - угловая скорость выходного звена;

- длина кривошипа, м.

Масштаб построения плана скоростей:

,

направлен перпендикулярно кривошипу в сторону направления угловой скорости .

Группа 2-го класса(2,3)

От произвольной точки р, принятой за полюс плана скоростей, откладываем перпендикулярно к звену AB отрезок (рb). Скорость неподвижной точки A равна нулю, поэтому на плане скоростей она совпадает с точкой р.

Известно, что скорость любой точки звена может быть представлена в виде суммы переносной и относительной скоростей. Поэтому для определения скорости точки В воспользуемся векторными уравнениями:

,

,

где - скорость точки B;

- относительная скорость точки C во вращении вокруг точки B;

- скорость точки C₀, равна 0;

- относительная скорость точки C во вращении вокруг точки C₀.

В этих уравнениях скорость точки B известна по величине и направлению, скорость точки C₀ равна нулю. Относительные скорости и известны лишь по линии их действия: перпендикулярна к звену BC, параллельна направляющей звена 3. Поэтому для определения скорости точки C через точку b (конец вектора скорости ) проводим перпендикулярно к звену BC линию действия скорости , а через точку A, совпадающую с полюсом р плана скоростей, проводим параллельно направляющей линию действия скорости . На пересечении этих двух линий получим точку c - конец вектора скорости точки C.

м/с.

Направление скорости точки C определяется направлением вектора скорости .

Скорость центра масс звена 1 равна:

Скорость точки D, найдем из соотношения:

Где - заданные значения длин, а bc - берем с плана скоростей.

От точки с откладываем отрезок cd=102.8 мм по направлению противоположному cb, т.е. в сторону точки b. Полученную точку соединяем с полюсом p.

Скорость точки D равна:

м/с.

Скорость центра масс звена 2 равна:



Согласно векторным уравнениям, записанным выше вектор изображает скорость точки С в относительном вращении вокруг точки В

м/с.

Тогда скорости точек S1 определятся как:

м/с.

Тогда скорости точек S2 определятся как:

м/с.

Угловая скорость второго звена определится как:

с^-1.

План ускорений

Определим ускорение точки В. Так как звено АВ вращается равномерно, то точка В имеет только нормальное ускорение, которое направлено по звену АВ к центру вращения. Величина этого ускорения

м/с².

Принимаем длину отрезка (рb), изображающего вектор ускорения точки B, равной 153.6 мм. Тогда масштаб плана ускорений

мЧс^-2/мм.

Из произвольной точки р, принятой за полюс плана ускорений, откладываем параллельно звену АB в направлении от точки B к точке A отрезок (рb).

Ускорение точки A механизма равна нулю, значит она совпадает с полюсом . Рассмотрим построение планов ускорений на примере первого положения. Ускорение точки C можно определить используя следующие векторные уравнения:

где - ускорение звена 3;

и - равны нулю, так как направляющая звена 3 неподвижна;

- касательное ускорение точки C шатуна при вращении его вокруг точки B, направлено перпендикулярно к оси звена ВC.

- направлено вдоль направляющей звена 3;

- нормальное ускорение точки C шатуна при вращении его вокруг точки B, направлено вдоль оси звена ВC от точки C к точке B, для третьего положения определяется по формуле

м/с²,

длина отрезка на чертеже будет равной

мм.

Для определения ускорения точки C из точки b вектора плана ускорений проводим прямую, параллельную оси звена ВC, и откладываем на ней в направлении от точки C к точке B отрезок равный 57.5 мм. Через конец вектора мм, проводим прямую, перпендикулярную к оси звена ВC произвольной длины. Из полюса проводим прямую, параллельную направляющей звена 3. Точка c пересечения этих прямых определит концы векторов и .

Ускорение центра масс звена 1 равна:

Ускорение точки D, найдем из соотношения:

Где - заданные значения длин, а bc - берем с плана скоростей.

От точки с откладываем отрезок cd=104.04 мм по направлению противоположному cb, т.е. в сторону точки b. Полученную точку соединяем с полюсом р.

Ускорение точки D равна:

м/с.

Ускорение центра масс звена 2 равна:

Соединяем точку S2 с полюсом .

Определяем значения ускорений характерных точек механизма для первого положения:

м/с²,

м/с²,

м/с²,

м/с²,

м/с².

Определяем значение углового ускорения звена ВС для первого положения по формуле

с^-2.

3. CИЛОВЫЕ И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ

Мощность Р_тр.дв.=1,744Вт

;

Частота вращения, об/мин

Угловая скорость вращения, рад/с

Вращающий момент, Нм



4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ И НА ИЗГИБ

Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Таблица 2

Основные характеристики материалов зубчатых колес

Звено	Марка стали	Термообработка	Твердость, НВ	Допустимые контактные напряжения, уН МПа
			сердцевины	поверхности
Шестерня	Сталь 40Х	улучшение	280	280	450
Колесо		улучшение	280	280	450

Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

,

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности.

Для стали 40Х с термообработкой 280 НВ принимаем , 2НB+70=2(280)/2+70=350МПа, .

Для стали 40 с термообработкой улучшение до 150…187 HB принимаем , 2НB+70=2(280)/2+70=350МПа, .

Тогда допускаемые контактные напряжения:

МПа;

МПа.

Для цилиндрической косозубой передачи в качестве допускаемого контактного напряжения принимают условное допускаемое контактное напряжение, вычисляемое по формуле:

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяется по формуле:

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности.

Для стали 40Х с термообработкой 174…217 НВ принимаем , МПа, .

Для стали 40Х с термообработкой улучшение до 280 HB принимаем , МПа, .

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:

МПа;

МПа.

Определение главного параметра -- межосевое расстояние а_w,мм:

где К_a = 49,5 - для прямозубой передачи;

Ш_ba - коэффициент ширины венца для симметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем Ш_ba = 0,25 ;

u = 3,5- передаточное число цилиндрической передачи;

T₂=32Нм - момент на тихоходном валу редуктора Н•м.

[у]_Н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение.

Определяем межосевое расстояние:

Принимаем ближайшее значение aщ по стандартному ряду: aщ = 140 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

Ширина:

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b₂ =35 мм.

Полученное значение округляем до стандартного: m = 1,5.

Суммарное число зубьев:

Полученное значение Z_У округляем в меньшую сторону до целого числа Z_У = 186.

Число зубьев шестерни:

Принимаем z₁ = 41

Коэффициент смещения x₁ = 0 при z₁ =41?18.

Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется z₁>18.

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

Фактическое передаточное число:

Фактическое межосевое расстояние:

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

Проверка межосевого расстояния:

Проверка значения контактного напряжения:

где К- вспомогательный коэффициент К=436 - для прямозубой передачи.

окружная сила в зацеплении Н.

К_Нб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями зависящий от окружной скорости.

Для прямозубых передач К_Нб=1,07 для 8 степени точности изготовления(с.66[6]).

К_Нv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. К_Нv=1,08 для 8 степени точности изготовления (с.67 [6]).

K_{H в}- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающихся зубьев K_{H в}=1.

Допускается недогрузка 15%

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

Y_{F в}- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающихся зубьев K_{F в}=1.

Y_{F б}- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых зависит от степени точности передачи Y_{F б}=0,91 при 8степени точности.

Y_{F v}- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи Y_{F v}=1.2 при 8 степени точности.

Значения коэффициента Y_F1 и Y_F2, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев z_v и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

По табл. 4.4[6]:

Y_F1 = 3,75

Y_F2 = 3,61

Значение коэффициента Y_в, учитывающего угол наклона зуба, для прямозубой передачи равен .

Тогда:

5. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПЕРЕКРЫТИЯ

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

Ширина венца:

- угол зацепления

;

- начальные диаметры:

- коэффициент перекрытия:

Толщина зубьев по делительным диаметрам колес:

Толщина зубьев по вершинам колес:

,

Определяем радиус закругления с:



6. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Силы действующие в закрытой зубчатой передачи:

окружная:

радиальная:

Рис. 6.1 Расчетная схема сил

7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

Выбор материалов валов

Принимаем материал для изготовления обоих валов Сталь40Х.

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Выбор допускаемых напряжений

Диаметр вала при допускаемом напряжении [фк] = 15-20 Н/мм² (для валов из конструкционных углеродистых сталей) вычисляем по формуле [6, с.112]. При этом меньшее значение [ф]_к -- для быстроходных валов, большее - для

Расчёт минимальных размеров валов

Быстроходный вал

1-я ступень под открытую передачу (под шкив ременной передачи):

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Предварительно принимаем подшипник 308 ГОСТ 8338-57:



Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
308	40	90	23	2.5	41000	22000

3-я ступень под шестерню:

,

l_з определить графически на эскизной компоновке

4-я ступень подшипник 308 ГОСТ 8338-57:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
308	40	90	23	2.5	41000	22000

Тихоходный вал

1-я ступень под муфту:



Муфту выбрана МУВП-63, выбираем по стандартным размерам муфты принимаем диаметр вала равный:

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Принимаем подшипник 310 ГОСТ8338-57.

Параметры подшипника:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
310	50	100	27	3	61800	36000

3-я ступень под зубчатое колесо:

l₂ определить графически на эскизной компоновке

4-я ступень под подшипник 310 ГОСТ8338-57.

Параметры подшипника:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
310	50	100	27	3	61800	36000

Конструктивные размеры шестерни и колёса

Фаска:

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем 60 мм.

Толщина обода:

где b₂ =35мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска:

Внутренний диаметр обода:

Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстий:

Фаска:

Начинаем разрабатывать общий вид редуктора.

Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии от реакции смежного подшипника.

1. Наметим расположение колес согласно кинематической схемы и большего размера колес.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов. Откладываем межосевые расстояния.

3. Вычерчиваем редукторные пары в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Прочертим контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания:

, где

L - расстояние от вершины зубчатого колеса одной ступени до вершины зубчатого колеса второй ступени. Значение х округляем до ближайшего целого числа, но не менее 8 мм, х=10 мм. При этом расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса равно:



D- диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала.

Расстояние Y между дном корпуса и поверхностью колеса или шестерни принимаем:

у > 4х=4•10=40мм

5. Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам

полученным в проектном расчете валов.

6. На соответствующих ступенях валов вычерчиваем основными линиями контуры подшипников в соответствии со схемой их установки.

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА НА СЛОЖНОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ

Быстроходный вал

Силы в зацеплении:

окружная:

радиальная:

Сила давления ремня:

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х.

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

Определяем крутящий момент М_к, Н•м

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.



Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, H•м².

Проверка диаметр d_оп в опасном сечении, в точке 2:

Эквивалентный момент:

Н м.

Определение диаметра в опасном сечении.

Найденный диаметр d_оп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под шестерню.

d_оп=15,8? d_к= 64.2 мм



Тихоходный вал

Силы в зацеплении:

окружная:

радиальная:

Консольная сила от муфты:

Вертикальная плоскость:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х.

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

Определяем крутящий момент М_к, Н•м

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, H•м².

Проверка диаметр d_оп в опасном сечении, в точке 2:

Эквивалентный момент:

Н м.

Определение диаметра в опасном сечении.

Найденный диаметр d_оп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под зубчатое колесо

d_оп=16,1? d_к= 60 мм

Проверка диаметр d_оп в опасном сечении, в точке 3:

Эквивалентный момент:

Н м.

Определение диаметра в опасном сечении.

Найденный диаметр d_оп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под подшипник.

d_оп=18,6? d_п= 50 мм



9. РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Быстроходный вал.

Предварительно принимаем подшипник 308 ГОСТ 8338-57:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
308	40	90	23	2.5	41000	22000

Радиальные нагрузки на опоры:

R_r1 =1051 H;

R_r3 = 1725H.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:

то

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,2 (см. табл. 9.4[6]); температурный коэффициент К_т = 1,1…1,2 (см. табл.9.5[6]).

а₁ -- коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников

л= 90%, а₁= 1

а ₂₃ -- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника

а ₂₃=0,7...0,8 --для шариковых подшипников;

п -- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего

вала 1425, об/мин.

Определяем базовую долговечность.

Тихоходный вал.

Предварительно принимаем подшипник 310 ГОСТ8338-57.

Параметры подшипника:



Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
310	50	100	27	3	61800	36000

Радиальные нагрузки на опоры:

R_r1 = 875H;

R_r3 = 498 H.

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,2 (см. табл. 9.4[6]); температурный коэффициент Кт = 1,1…1,2 (см. табл.9.5[6]).

а₁ -- коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников

л= 90%, а₁= 1

а ₂₃ -- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника

а ₂₃=0,7...0,8 --для шариковых подшипников;

п -- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего

вала 407, об/мин.

Определяем базовую долговечность.

Подшипник выбран правильно.



10. СОЕДИНЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС С ВАЛАМИ

Выбор шпонок

Для передачи вращающего момента применяют шпоночные соединения.

Параметры шпонок

Вал	Место установки	Диаметр участка вала, d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки, l
			b	h	Валаt1	Сту-пи-цы t2
Б	Под шкив ременной передачи	30	8	7	4	3,3	50
Т	Под зубчатое колесо	60	18	11	7	4,4	35
	Под муфту	24	8	7	4	3,3	25

Расчет шпоночный соединений

Быстроходный вал:

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Где F_оп =790,Н.

А_см - площадь смятия мм².

l_p - рабочая длина шпонки, мм

При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм².

Условие выполнено.

Тихоходный вал.

Где F_t =295- окружная сила в зацеплении,Н.

А_см - площадь смятия мм².

l_p - рабочая длина шпонки, мм

При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм².

Условие выполнено.

Посадочное место под муфту.

Где Fм =707 окружная сила в зацеплении,Н.

А_см - площадь смятия мм².

l_p - рабочая длина шпонки, мм

При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм².

Условие выполнено.

11. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА, КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:



Так как должно быть д?8.0 мм, принимаем д = 8 мм.

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается.

Толщина стенки крышки корпуса . Округляя, получим д₃ = 7 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

Принимаем d = М8.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

Принимаем d_ф = М10.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала:

Крышка с местом для манжеты:

По значению D =110 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 110 + 2,5•8 = 125 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 125 + 2•8= 141=150 мм.

Для установки манжеты:

D₃ = 60 мм, h=10мм

Крышка торцовая:

По значению D =110 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 110 + 2,5•8 = 125 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 125 + 2•8= 141=150 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала:

Крышка с местом для манжеты:



По значению D =110 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 110 + 2,5•8 = 125 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 125 + 2•8= 141=150 мм.

Для установки манжеты:

D₃ = 70 мм, h=10мм

Крышка торцовая:

По значению D =110 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 110 + 2,5•8 = 125 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 125 + 2•8= 141=150 мм.

12. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для проектирование редуктора применим картерную системы смазки, наиболее распространенную в машиностроении. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

Приблизительный объем масла, необходимого для смазки редуктора:



где аb - площадь днища;

h - средний уровень масла

Уровень масла в редукторе:

Чем меньше скорость тем больше уровень масла: при v=1.88, принимаем hм=30 мм.

h=y+h_M=40+30=70

.

Заливаем в редуктор масло в количестве 1.6 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач, стекающим со стенок корпуса.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [у]H = 489 H•мм и скорости v = 1.88 м/с рекомендуемая марка масла по (табл.10.29 [6]) И-Г-А-32 (индустриальное для гидравлических систем, без присадок 32 класса вязкости) с кинематической вязкостью при 40єС 29-35мм²/с.

13. ВЫБОР ПОСАДОК

Сопряжение	Условное обозначение по ГОСТ
Внутреннее кольцо подшипника на вал	k6
Наружное кольцо подшипника в корпус	H7
Зубчатое колесо на валу	H7/n6
Шкивы	H7/n6
Крышки подшипников в корпус	H7/h8
Полумуфта на валу	H7/n6
Шпоночная канавка в ступице по ширине	JS9



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.: Машиностроение, 1988 г. 416 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003. 496 c.

3. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 1, М.: Машиностроение, 2001. 920 с.

4. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 2, М.: Машиностроение, 2001. 901 с.

5. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 3, М.: Машиностроение, 2001. 859 с.

6. Шейнблит А.Е. `Курсовое проектирование деталей машин' Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. Калининград: Янтар. сказ. 2002. 454 с.

Размещено на Allbest.ru