Цилиндрический редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчёт клиноременной передачи

3. Расчёт зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчёт валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпус редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Посадки деталей редуктора

12. Выбор сорта масла

13. Сборка редуктора

Список использованной литературы

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины

Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Выполнение курсового проекта по "Технической механике" завершает общетехнический цикл подготовки учащегося. Это творческая работа, при которой учащиеся активно используют знания из ряда пройденных дисциплин: материаловедение, технология материалов и др.

Объектом данного курсового проекта является привод, в котором используются в основном детали и узлы общемашиностроительного применении, основным устройством в данном приводе является шевронный цилиндрический редуктор.

Назначение редуктора - изменение кинематических и силовых характеристик от двигателя к исполнительному звену агрегата.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктора проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД редуктора:

?_подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников качения

?_з.п. = 0,97 - КПД зубчатой передачи

?_к.п. = 0,95 - КПД клиноременной передачи

?_общ. = ?_подш.² · ?_з.п. · ?_к.п. = 0,99² · 0,97 · 0,95 = 0,903 (1.1)

Ориентировочно назначаем передаточные числа:

u_з.п. = 4

u_к.п. = 3

u_прив = u_з.п.· u_к.п=4·3=12 (1.2)

і_прив.= u_прив.=12

Находим частоту вращения быстроходного вала:

n₁ = n₃ · і_прив. = 120 · 12 = 1440 мин^-1, где (1.3)

n₃ = 120 мин^-1 - частота вращения выходного вала

Вычисляем мощность на быстроходном валу:

P₁ = P₃/?_общ. = 6,3/0,903 = 6,98 кВт (1.4)

Принимаем асинхронный электродвигатель 4A1325 у которого мощность Р = 7,5кВт и синхронная частота вращения 1500 мин-¹, и S= 3%

Определяем передаточное отношение привода:

і = n_двиг./n₃ , где (1.5)

n_двиг. - частота вращения электродвигателя

n_двиг. = n_с(1?S) = 1500(1?0,03) = 1455 мин^-1 (1.6)

і = n_двиг./n₃ = 1455/120 ? 12,125

Принимаем передаточные отношения передач:

і_з.п. = 4 - передаточное отношение зубчатой передачи

і _к.п. = i/ і_з.п. = 12,125/4=3,03 - передаточное отношение ременной передачи

Определяем мощность, угловую скорость, частоту вращения и вращающий момент для всех валов привода:

- ведущий вал:

P₁ = P_ТР. = 6.98кВт (1.7)

щ₁ = р• n₁/30 = 3,14•1455/30 = 152 с^-1 (1.8)

n₁ = 1455 мин^-1

Т₁ = Р₁/ щ₁ = 6,98•10³/152 = 45 Н•м (1.9)

- ведомый вал:

Р₂ = Р₁• ?_к.п.• ?_подш. = 6,98•0,95•0,99 = 6,56 кВт

щ ₂ = р• n₂/30 = 3.14• 480/30 = 50 с^-1

n₂ = n₁ / і_к.п. = 1455/3,03 = 480 мин^-1

Т₂ = Р₂/ щ ₂ = 6,56•10³/50 = 131 Н•м

- выходной вал:

Р₃ = 6,3 кВт

щ ₃ = р• n₃/30 = 3,14•120/30 = 12 с^-1

n₃ = 120 мин^-1

Т₃ = Р₃/щ ₃ = 6,3•10³/12 = 525 Н•м

Таблица 1.1 - Расчетные величины привода

№ вала	Р	щ	n	T
	кВт	с-1	мин-1	Н•м
I	6,98	152	1455	45
I I	6,56	50	480	131
I I I	6,3	12	120	525

2. Расчет передачи c гибкой связью

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность P_тр.=6,98 кВт; частота вращения ведущего шкива n_дв.=1450 мин^-1 ;передаточное отношение i_р=3,03; скольжение ремня е=0,01.

При частоте вращения меньшего шкива n_дв=1455 мин^-1 и передаваемой мощности Р = Р_тр =6,98кВт принимаем сечение клинового ремня А.

Определим диаметр меньшего шкива:

(2.1)

Принимаем d₁=180мм.

Определим диаметр большего шкива:

(2.2)

Принимаем ближайшее стандартное значение d₂=560мм.

Уточняем передаточное отношение с учетом скольжения

(2.3)

При этом щ_в=щ_дв / i_р, (2.4)

щ_в=щ_дв/i_р=152/3,14=48,81сек^-1.

Расхождение:

что не более допускаемого ±3%.

окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=180мм и d₂=560мм.

Межосевое расстояние а_р , при Т₀=10,5 ,следует принять в интервале:

a_min = 0,55 (d₁ + d₂) + Т₀ =0,55(180+560)+10,5=417,5мм (2.5)

a_max = d₁ + d₂=180+560=740мм (2.6)

где Т₀ = 10,5 мм высота сечения ремня;

Принимаем ближайшее значение а_р = 800 мм

Определим расчетную длину ремня:

(2.7)

Принимаем ближайшее значение по стандарту L= 2800 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня:

(2.8)

где:

w = 0,5р (d₁ +d₂) = 0,5•3,14 (180+560)=1160мм; (2.9)

y = (d₂ - d₁)² =(560-180)²=146000мм; (2.10)

,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01•2800 = 28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L= 0,025 • 2800 = 70 мм для увеличения натяжения ремней.

Определим угол обхвата меньшего шкива:

(2.11)

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи С_р = 1.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня С_L = 1,05.

Коэффициент, учитывающий влияние угла при б₁ = 153° коэффициент С_б = 0,93. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:

предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент С_z = 0,9.

Число ремней в передаче по формуле:

(2.12)

где Р₀ -- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, Р₀=5,021 кВт;

принимаем z =2.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле:

(2.13)

где скорость х = 0,5щ_двd₁= 0,5 • 50 • 180 •10^-3 = 4,5м/с;

И - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения А коэффициент И = 0,18;

Определим давление на валы:

(2.14)

Ширина шкивов В_ш:

В_ш=(z-1)e+2?=(2-1)•19+2•12,5=44мм (2.15)

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 200; для колеса - сталь 40Л, термическая обработка -нормализация, но твердость на 30 единиц ниже - HB 170.

Допускаемые контактные напряжения:

[ _H] = _{H lim b}·K_HL /[S_H], где (3.1)

_{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

_{H lim b} = 2HB+70; (3.2)

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; [S_H] - коэффициент безопасности; [S_H] = 1,1;

для шестерни:

[ _H1] = (2HB₁+70)·K_HL /[S_H] = (2·200+70)·1/1,1 ? 427 МПа;

для колеса:

[ _H2] = (2HB?+70)·K_HL /[S_H] = (2·170+70)·1/1,1 ? 373 МПа;

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

а_щ = K_a·(u+1)· = 43·(4+1)· = 198,8 мм (3.3)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_щ = 200 мм

Нормальный модуль зацепления:

m_n = (0,01?0,02)·а_щ = (0,01?0,02)·200 = 2?4 мм (3.4)

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2,5 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев в=30^0.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

(3.5)

Принимаем z₁=28, тогда

(3.6)

принимаем z₂=112.

Уточняем значения угла наклона зубьев:

(3.7)

Принимаем угол в=28⁰54ґ.

Определим основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

 (3.8)

Проверим межосевое расстояние:

диаметры вершен зубьев:

(3.9)

Определим ширину колеса:

b₂ = ш_ba·a_щ = 0,4·200 = 80 мм; (3.10)

ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм; (3.11)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш_bd = = = 1,0625 (3.12)

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

? = = = 2 м/с (3.13)

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки:

K_H = K_Hв·K_Hб·K_H? (3.14)

Значения K_Hв даны в [5,с 69]; при ш_bd = 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hв = 1,1225.

При ? = 2 м/с и 8-й степени точности K_Hб = 1,0675. По [5,с 93] для шевронных колес при ? < 2 м/с имеем K_H? = 1.

Таким образом, K_H = 1,1225·1,0675·1 = 1,198

Проверка контактных напряжений:

_H = · = = 334 МПа (3.15)

_H=_H]-_H/_H] ·100%=7,2%

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = = = 3275 H; (3.16)

радиальная F_r = F_t · =3275 · = 1347 Н; (3.17)

осевая F_a = F_t·tgв = 3275·0,2095= 686 H; (3.18)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

_F = _H] (3.19)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_Fв·K_F?. При ш_bd 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв = 1,25, K_F? = 1,1 по [5,с 90]. Таким образом, коэффициент K_F = 1,25·1,1 = 1,375; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_?:

у шестерни z_?1 = = = 42 (3.20)

у колеса z_?2 = = = 167

Y_F1 = 3,708 и Y_F2 = 3,60

Допускаемое напряжение:

_F] = . (3.21)

По [2,с 85] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 _{F lim b} = 1,8HB.

Для шестерни _{F lim b} = 1,8·200 = 360 мПа; для колеса _{F lim b} = 1,8·170 = 306МПа.

[S_F] = [S_F]?[S_F]?? - коэффициент безопасности, где [S_F]? = 1,75, [S_F] = 1. Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни _F1] = = 206 МПа;

для колеса _F2] = = 175 МПа;

Находим отношения

для шестерни = 55,5 МПа;

для колеса = 48,6 МПа;

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_в и K_Fб:

Y_в = 0,8;

K_Fб = 0,92 ;

Проверяем прочность зуба колеса:

_F2 = _H] (3.22)

_F2 = ? 59,6 мПа 175 МПа

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_к] = 20 МПа.

d_в1 = = ? 32 мм. (4.1)

Принимаем d_в1 = 32 мм. Примем под подшипники d_п1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [ф_к] = 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала

d_в1 = = ? 48 мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [2, с 123]: d_в2 = 48 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 55 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 60 мм.

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

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше: d₁ = 80 мм; d_a1 = 85 мм; b₁ = 85 мм.

Колесо кованое: d₂ = 320 мм; d_a2 = 325 мм; b₂ = 80 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6· d_к2 = 1,6·60 = 96 мм; длина ступицы l_ст = (1,2 1,5)·d_к2 = (1,2 1,5)·60 = 72 90 мм, принимаем l_ст = 80 мм.

Толщина обода д₀ = (2,5 4)·m_n = (2,5 4)·2,5= 11,35 18,16 мм, принимаем д₀ = 10 мм.

Толщина диска C = 0,3·b₂ = 0,3·80 = 24 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: д = 0,025·a + 1 = 0,025·200 + 1 = 6 мм, принимаем д = 8 мм; д₁ = 0,02·a + 1 = 0,02·200 + 1 = 5 мм, принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5·д = 1,5·8 = 12 мм; b₁ = 1,5·д₁ = 1,5·8 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса

p = 2,35·д = 2,35·8 = 19 мм; принимаем p = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03 0,036)·a + 12 = = (0,03 0,036)·200 + 12 = 18 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7 0,75)·d₁ = = (0,7 0,75)·20 = 14 15 мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5 0,6)·d₁ = (0,5 0,6)·20 = 10 12 мм

принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и мувты относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_щ = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁ = 1,2·д; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии для ведущего вала и особолёгкой серии для ведомого; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 40 мм и d_п2 = 55 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8 12 мм. Принимаем y = 10 мм.

Таблица 2 - Основные размеры подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
308	40	90	23	41	22,4
111	55	90	18	28,1	17

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ = 71 мм и на ведомом l₂ = 71 мм.

Примем окончательно l₁ = l₂ = 71 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г ? 1,5·В; для подшипника 308 В = 21 мм;

l_г = 1,5·21 = 31,5 мм; примем l_г = 32 мм.

Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце ? = 12 мм. Высоту головки болта примем 0,7·d_б = 0,7·12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 1 = 25,4 + 5 = 30,4 мм.

Измерением находим расстояние l₃ = 62 мм, определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведомого вала.

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал: Из предыдущих расчетов имеем F_t = 3275 Н, F_r = 1347 Н, F_a = 686 H Нагрузка на вал от цепной передачи F_b = 2908 H и; из первого этапа компоновки l₁ = 71 мм и l₃ = 62 мм, b₁ = 80 мм.

Реакции опор:

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а.

-

H

б.

в. Проверка

-

- Верно

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:

а.

Н

б.

Н

в. Проверка

Суммарные реакции

. (8.1)

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308: d = 40 мм; D = 90 мм;

B = 23 мм; C = 41 кН и С? = 22,4 кН.

шевронный редуктор подшипник вал

Эквивалентная нагрузка:

, (8.2)

V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности ленточных

Конвейеров. (Примем К_б = 1,2, учитывая, что клиноременная передача усиливает неравномерность нагружения.) .

Отношение этой величине соответствует e = 0,22.

Отношение ; X = 1; Y = 0.

= 5923 H

Расчетная долговечность:

= =328 млн.об. (8.3)

Расчетная долговечность:

ч. (8.4)

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 841 Н, F_r = 305,2 Н, F_a =686H, d2=320мм.

Из первого этапа компоновки l₂ = 71 мм.

Реакции опор:

Рассмотрим силы, действующие в вертикальной плоскости:

а.

б.

в. Проверка

- Верно

Рассмотрим силы, действующие в горизонтальной плоскости:

а.

б.

в. Проверка

- Верно

Суммарные реакции:

(8.5)

Намечаем радиальные шариковые подшипники 111: d =55 мм; D = 90 мм;

B = 18 мм; C = 28,1 кН и С? = 17кН.

Отношение этой величине соответствует e = 0,24.

Отношение ; X = 1; Y = 0.

Поэтому = 2184 (8.6)

Расчетная долговечность, млн. об.

= = 2097 млн.об. (8.7)

Расчетная долговечность, ч.

 (8.8)

здесь n = 120 мин^-1 - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс L_h = 11188 ч, а подшипники ведомого вала 111 имеют ресурс L_h = 291250

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [1, с 132]:

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по [2, с 128]:

у_см^mах ? [у_см]. (9.1)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см] = 100 120 МПа, при чугунной [у_см] = 50 70 МПа.

Ведущий вал: d = 32 мм; bh = 12 8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 50 мм; [3, с 23]; момент на ведущем валу T₂ = 131·10³ H·мм;

у_см = = 71,8 МПа [у_см]

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и на выходе редуктора - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

d = 48 мм; bh = 1610 мм; t₁ = 6 мм; длина шпонки l = 80 мм; T₃ = 525·10³ H·мм;

у_см = = 85,4 МПа [у_см]

Условие у_см [у_см] выполнено.

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по от нулевому.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал [1, с 322]:

Рассчитаем вал на изгиб и кручение:

Строим эпюру плоскости:

Строим эпюру в вертикальной плоскости:

Строим эпюру :

Строим эпюру :

Строим эпюру

=0

=131 H

=0

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение. среднее значение _в=570 МПа .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

(9.2)

(9.3)

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 40. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. При = и = коэффициенты = 0,2 и = 0,1 [2,с. 166].

Коэффициент запаса прочности:

, (9.4)

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

. (9.5)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (9.6)

(9.7)

где мм?.

W_p = 2W = 26280 = 12560 мм?.

(9.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

(9.9)

Сечение Л - Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от к, мм: при = = 1,25 и = = 0,08 коэффициенты концентрации напряжений и [1, с 146]:. Масштабные факторы [1, с 182]:

;

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

W_p = 2W = 23200 = 6400 мм?.

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:

Коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л - Л:

Ведомый вал: [2, с 321]:

Рассчитаем вал на изгиб и кручение:

Строим эпюру плоскости:

Н·м

Строим эпюру в вертикальной плоскости:

Н·м

Н·м

Строим эпюру :

Н·м

Н·м

Строим эпюру :

.

Строим эпюру :

=0

=154 Нм

== Нм

=524

=0

Материал вала - сталь 40Л нормализованная; _в=520 МПа [1, с 156]:

Пределы выносливости и

Сечение А - А: Диаметр вала в этом сечении 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1,с. 124]: = 1,6 и = 1,5; масштабные факторы = 0,79; = 0,675 коэффициенты = 0,2 и = 0,1 [2,с. 166]

Крутящий момент Т₃ = 52510? Нмм.

Момент сопротивления кручению (d = 60 мм, b = 18 мм, t₁ = 7 мм)

Момент сопротивлению изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

= 6,6 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:

11. ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадки и квалитеты точности назначаются в соответствии с рекомендациями [6, с. 327,328]. Шейки валов на подшипники выполняют с отклонением вала к6; Для посадочного места вала под манжетное уплотнение h6; Для монтажного размера под распорную или дистанционную втулку a11;

Для ширины шпоночного паза Р9;

Для линейных размеров, определяющих положение опор, фиксирующих положение вала h12;

Посадка крышек подшипников Н7/d11;

Посадка колеса на вал Н7/р6;

Отклонение вала на месте посадки подшипников к6.

12. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание передач редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, которое заливают внутрь на всю длину зуба.

При контактных напряжениях у_Н = 334 МПа и окружной скорости

V = 2 м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28 м/с [5, с.253]. Принимаем масло индустриальное И-30A ГОСТ 17479.4-87 [5, с.253].

Подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла зубчатым колесом, образуется масляный туман и растекание масла по валам.

Для редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л. Масла на 1 кВт. передаваемой мощности.

V = (0,4…0,8)P1 (12.1)

V = (0,4…0,8)•6,98 = 2,79…5,58 л.

принимаем V = 3,0 л.

13. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На быстроходный вал напрессовывают правый подшипник и маслоотбойную шайбу до упора в бурт, после чего устанавливают вал в стакан, и напрессовывают левый подшипник и крепят гайкой со стопорной шайбой. (перед монтажом подшипники нагревают в масле до температуры 80…100 °С).

В тихоходный вал вкладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до убора в бурт вала. Затем насаживают распорное кольцо и напрессовывают подшипники качения, предварительно нагретые в масле до температуры 80…100 °С, а также со стороны выходного конца вала устанавливают регулировочную шайбу и врезную крышку, в которую предварительно было запрессовано манжетное уплотнение.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, а также укладывают шайбу регулирующую подшипники и глухую крышку подшипника, после чего на основание корпуса устанавливают крышку, покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). После этого закрепляют крышку ведущего вала болтами.

Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и монтируют жезловый маслоуказатель, заливают в редуктор масло И-30А ГОСТ 17479.4-87 объемом 3л., после чего ввертывают пробку регулирующее уровень масла, закрывают смотровое окно крышкой-отдушиной, которую фиксируют винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной технической характеристикой.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Дунаев, П.Ф., Леликов, О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие/ Дунаев, П.Ф., Леликов - Москва.: Академия, 2004.-407 с.

2 Кузьмин, А.В., Чернин, И.М., Козенцов, Б.С. Расчет деталей машин:

Справочное пособие/ Кузьмин, А.В., Чернин, И.М., Козенцов, Б.С- Москва.: Высшая школа, 1986.-415 с.

3 Куклин, Н.Г. Куклина Г.С., Житков, В.К. Детали машин: учебник/ Куклин, Н.Г. Куклина, Г.С., Житков, В.К. -Москва.: Высшая школа,2005.-445 с.

4 Скойбеда, А.Т., Кузьмин, А.В., Макейчик, Н.Н. Детали машин и основы

конструирования: учебное пособие/ Скойбеда, А.Т., Кузьмин, А.В., Макейчик, Н.Н.- Москва.: Высшая школа, 2006.-345с

5 Чернавский, С.А., Боков, К.Н., Чернин, И.М., Ицкович, Г.М., Казинцов, В.П. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Чернавский, С.А., Боков, К.Н., Чернин, И.М., Ицкович, Г.М., Казинцов, В.П. - Москва.: Машиностроение, 1988.-312 с.

6 Шейнблит, А.Е. курсовое проектирование деталей машин: учебник/ Шейнблит, А.Е.- Курск .: Янтарный сказ, 2005.-434с.

Размещено на Allbest.ru