Проектирование конического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктор - это техническое устройство, позволяющее изменить скорость вращения и крутящий момент на валу. Скорость вращения при этом уменьшается, а крутящий момент увеличивается (обратно действующее устройство называется мультипликатором).

Поскольку скорость вращения большинства современных асинхронных электрических двигателей достаточно велика, для практического использования их с целью поднятия грузов или перемещения подвижных деталей механизмов требуется редуктор. Трудно назвать какую-либо отрасль техники и промышленности, в которой не применялись бы редукторы.

Практически наиболее распространенный цилиндрический редуктор - это цилиндрическая зубчатая передача, передающая вращение от меньшей шестерни к большей. Для того, чтобы значительно уменьшить скорость вращения, используются не только одноступенчатые, но и двух- и трехступенчатые зубчатые передачи.

Серьезное понижение скорости вращения при одноступенчатом устройстве редуктора могут обеспечить червячные редукторы с передачей вращения с чугунного червяка на бронзовое червячное колесо и планетарные редукторы, использующие в своей основе принцип планетарного механизма. Оси входного и выходного валов могут быть параллельны друг другу в цилиндрических редукторах, перпендикулярны в конических, коническо-цилиндрических и червячных, и даже соосны между собой при использовании планетарных редукторов.

Редукторы обычно выполняются в чугунных или алюминиевых корпусах, в которых на подшипниках качения установлены оси с насаженными на них шестернями. Полость редуктора заполняется машинным маслом для создания зубчатым передачам оптимальных условий работы и снижения износа зубьев. Корпуса редукторов имеют крепежные элементы для их размещения на месте использования и присоединительные элементы для соединения с другими деталями механизма входного и выходного валов (муфты, шлицевые и шпоночные соединения).

Редукторы всевозможных видов производятся во множестве типоразмеров, с различным оформлением посадочных мест входного и выходного валов. Практически, если вам необходимо подогнать под ваш механизм какой-либо редуктор с необходимыми параметрами, вы наверняка такой отыщете в каталогах. При этом для того, чтобы редуктор служил долго и безаварийно, необходимо учитывать параметры нагрузки на все его элементы.

Техническое задание

Таблица 1

Тип редуктора	Конический
Тяговая сила ленты, кН	3,3
Скорость ленты, м/с	1,6
Диаметр барабана, мм	250
Срок службы привода, лет	8

Срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrtcLc, (1.1)

где срок службы привода Lr = 8 года; продолжительность смены tc = 8 часов; количество смен Lc = 1 смена в день.

Lh=365•8•8•1=23 360 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

Lh=23 360 •0,85=19856ч. (1.2)

Рабочий ресурс привода принимаем Lh=20•103ч.

Таблица 1.1 - Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lr	tc	Lc	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Ремонтный цех	8	8	1	20•103	С малыми колебаниями	реверсивный

Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчеты привода

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Ррм =Fv = 3,3·1 = 5,28 кВт. (2.1)

Определяем КПД привода:

з= зм· ззп(цилиндр.)· зоп(цепь)· зпк2 =0,98·0,96·0,92·(0,99)2=0,84 (2.2)

Находим требуемую мощность двигателя:

(2.3.)

Выбираем тип двигателя серии 4А с номинальной мощностью

Рном = 7,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица 2.1 - Варианты типов двигателей

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Частота вращения, об/мин.
		Синхронная	При номинальномрежиме, nном
4АМ112М2У3	7,5	750	720
4АМ132S6У3	7,5	1000	965
4АМ112M4У3	7,5	1500	1445
4АМ100L2У3	7,5	3000	2880

Определяем частоту вращения колеса:

npм = == 48 об/мин (2.4)

Находим передаточное число привода и для каждого варианта:

u=nном/npm; (2.5)

и1=nном/npm = 720/48 = 15 об/мин;

и2=nном/npm = 965/48 = 20,104 об/мин;

и3=nном/npm = 1445/48 = 30,104 об/мин;

и4=nном/npm = 2880/48 = 60 об/мин.

Кинематический и силовой расчет привода

Определение потребной мощности

проектирование конический зубчатый редуктор

, [8,c.290]

где NP - мощность на рабочем валу;

кВт

- общий КПД привода:

, [8,c.290]

- КПД цепной передачи, = 0.95;

- КПД зубчатого зацепления с коническими колесами, = 0.98;

- КПД пары подшипников (две опорные пары подшипников),

=0.99

- КПД муфты, = 0.95;

Тогда

= 0.952•0.98•0.993 = 0.858;

= 6150 Вт.

По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к Nэд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А132S4У3 мощностью 7,5 кВт с синхронной частотой вращения nэд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Тmax / Tmin =2.0.

Номинальная частота вращения nэд = 1500-0,03•1500=1455 об/мин

Частота вращения на выходе

Определение общего передаточного числа привода

; [8,c.291]

Разбиваем передаточное отношение редуктора:

,

Uц.п.- передаточное отношение цепной передачи,

Uц.п. = 3,0;

Определяем частоту вращения каждого вала привода

n1 = nэд = 1455 об/мин;

Расчет мощности на валах

Расчет крутящих моментов

Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 20ХН2М, термическая обработка - отжиг, твердость НВ 229; для колеса - сталь 20ХН2М, термическая обработка - отжиг, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200

Допускаемые контактные напряжения:

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности;

=1;

- коэффициент безопасности;

=1,1.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

для шестерни быстроходного вала

для колеса тихоходного вала:

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

Напряжение изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

- коэффициент безопасности;

= 1,75.

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проектировочный расчет передачи

Диаметр внешней делительной окружности колеса:

где - для прямозубых колес (стр.16 [4]),

KHв =1.0 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

Принимаем

Определяем углы делительных конусов, конусное расстояние и ширину колес:

Конусное расстояние

Ширина колес

Определяем внешний окружной модуль передачи:

принимаем

где:

(табл. 2.6 [4])

- для прямозубых колес (стр. 17 [4]).

Определяем число зубьев:

колеса

шестерня

Фактическое передаточное число (отклонение не должно превышать 4%)

%

Окончательные значения размеров углов делительных конусов:

Делительные диаметры:

Диаметры вершин шестерни и колеса:

Диаметры впадин шестерни и колеса:

где - коэф. cмещения принимают по табл. 2.10 [4].

Определение усилий в зацеплении

Осевая сила на шестерне:

.

Н

Радиальная сила на шестерне:

Н

Осевая сила на колесе:

Н

Радиальная сила на колесе:

Н

Проверочный расчет передачи

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Колесо:

где: - принимают по рекомендациям стр. [4].

- коэф. учитывающий динамическую нагрузку принимают в зависимости от окружной скорости v по табл.2.7[4].

и принимают по табл. 2.8 [4] по эквивалентным числам зубьев.

условие прочности выполняется

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

где -табл. 2.3[4]

- принимают по табл. 2,9 [4]

условие прочности выполняется

Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи:

мощность на ведущей звездочке

передаточное число цепной передачи

частота вращения ведомой звездочки

Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой.

Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки: принимаю (табл. 4.5[1]).

Определение числа зубьев ведомой звездочки принимаю

Определение требуемого шага цепной передачи

,

где К- коэффициент эксплуатации

- коэффициент динамичности нагрузки, при спокойной нагрузке равен 1;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при a = (30…50)•t равен 1;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, для горизонтальной передачи равен 1;

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач равен 1.25;

- коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке равен 1.5;

- коэффициент периодичности работы, при односменной работе равен 1. (все значения коэффициентов взяты из [1] стр. 68)

;

[p] - ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах.

Определяется по данным табл. 4.6 [1] в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :

;

m - число рядов цепи m = 1;

.

По полученному значению t выбираю цепь ПР-25.4-60.0 со следующими параметрами:

шаг t = 25,4 мм;

расстояние между внешними пластинами ;

ширина цепи b = 39 мм;

высота цепи h = 24.2 мм;

масса 1 метра цепи q = 2,6 кг/м;

разрушающая нагрузка Q = 60000 H;

диаметр валика d = 7,95 мм;

диаметр ролика D = 15,88 мм; (табл. 4.1 [1])

проекция опорной поверхности шарнира (табл. 4.8 [1]).

Далее определим скорость цепи:

окружную силу, действующую на цепь:

давление в шарнирах цепи:

Анализируя полученный результат, видим, что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.

где [p]'- уточненное значение допускаемого давления для данной цепи (табл. 4.6 [1]).

Определение числа звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):

,

приняв межосевое расстояние получим:

Определение делительных диаметров звездочек:

Определение центробежной силы действующей на цепь:

Определение силы натяжения от провисания цепи:

где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для горизонтальных передач принимают ([1] стр.69).

Определение расчетного коэффициента запаса прочности:

Условие прочности выполняется: где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).

Уточнение межосевого расстояния:

Определение погрешности фактического передаточного числа:

, где отсюда

Построение эпюр для валов

Расчет тихоходного вала

Ведомый вал несет такие же нагрузки как и ведущий:

Диаметр колеса:

В плоскости xz:

В плоскости yz:

Строим эпюры:

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Суммарные реакции:



Рисунок 2 - Эпюра тихоходного вала

Проектировочный расчет валов

Расчет быстроходного вала

Рисунок 3 - Конструкция быстроходного вала

Диаметр входного участка вала:

,[4, с. 38]

где Т2 - момент на быстроходном валу, Н•м;

Принимая Т2 = 41 Н•м, подставляем в формулу:

мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1 = 30 мм.

Диаметр буртика:

d2 = d1 + 2•t,[4, с. 38]

где d1 - диаметр входного участка вала, мм;

t - высота буртика, мм.

Принимая d1 = 30 мм и t = 3,5 мм, подставляем в формулу:

d2 = 30 + 2•3,5= 37 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 40 мм.

Диаметр участка под подшипником:

d3 ? d2 [4, с. 38] - ближайшее кратное 5.

где d2 - диаметр буртика, мм.

d3 = 45 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d4 = d3 + 2•r, [4, с. 38]

где d3 - диаметр участка под подшипником, мм;

r - радиус галтели, мм.

Принимая d3 = 45 мм и r = 2 мм, подставляем в формулу:

d4 = 45 + 2•2 = 49 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d = 50 мм.

Расчет тихоходного вала

Рисунок 4 - Конструкция тихоходного вала

Диаметр выходного участка вала:

,[4, с. 40]

где Т3 - момент на тихоходном валу, Н•м;

Принимая Т3 = 149 Н•м, подставляем в формулу:

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1= 40 мм.

Диаметр буртика:

d2 = d1 + 2• t,[4, с. 40]

где d1 - диаметр выходного участка вала, мм;

t - высота буртика, мм.

Принимая d1 = 40 мм и t = 4 мм, подставляем в формулу:

d2 = 40 + 2•4 = 48 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 50 мм.

Диаметр участка под подшипником:

d3 ? d2 [4, с. 40] - ближайшее кратное 5.

где d2 - диаметр буртика, мм.

d3 = 55 мм

Диаметр участка под колесом:

d4 = d3 + (2…5),[4, с. 40]

где d3 - диаметр участка под подшипником, мм;

Принимая d3 = 55 мм, подставляем в формулу:

d4 = 55 + 5 = 60 мм

Диаметр буртика под колесом:

d5 = d4 + 3•f,[4, с. 40]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм;

f - размер фаски посадочного отверстия колеса.

Принимая d4 = 60 мм и f = 2 мм, подставляем в формулу:

d5 = 60 + 3•2 = 66 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d5 = 70 мм.

Подбор подшипников

Рисунок 5 - Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника

Согласно таблице 3.2 [4, с. 42] выбираем подшипники:

Подшипник 309 ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала и подшипник 311 ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.

Таблица 3 - Характеристики подшипников

Вал	dп, мм	Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Cr, кН	Cor, кН
1	45	309	45	100	25	2.5	52.7	30.0
2	55	311	55	120	29	3.0	71.5	41.5

Проверка подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности

Тихоходный вал

Так в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники серии 311, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Эквивалентная нагрузка:

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

,

Где об/мин.- частота вращения ведомого вала.

Найденная долговечность приемлема.

Выбор муфты

Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора беру соединительную упругую втулочно-пальцевую муфту при передаче валом крутящего момента Т1=41 Н?м (см. [8], стр. 463, табл. 15.5):

[T]=63 Н?м - предельно допустимый передаваемый момент

D = 30 мм - диаметр отверстия для быстроходного вала редуктора

D = 100 мм - наружный диаметр муфты

L = 104 мм - длина муфты

L = 50 мм - длина полумуфты

D0 = 72 мм - диаметр расположения окружности пальцев

d0 = 20 мм - диаметр отверстий под упругий элемент

z = 6 - число пальцев

С = 4 мм - зазор между полумуфтами

dп = 10 мм - диаметр пальца

lвт = 15 мм - длина резиновой втулки

Допускаемые напряжения резиновых при циклических нагрузках на сжатие [у]сж.max=1,0…1,5МПа. Диаметр одной полумуфты растачивается под диаметр вала электродвигателя.

Проверяю условие размещения пальцев и колец по формуле

условие выполняется, пальцы и кольца подобраны верно.

Определяю напряжение смятия упругого элемента

Где [у]=2МПа - для упругого элемента (см. [8], стр. 464)

Определяю пальцы муфты на изгибное напряжение

Для изготовления пальцев муфт принимаю сталь 45, у которой предел текучести уТ=320МПа



Где [у]и=(0,4…0,5)?уТ=0,4?320=128МПа - предельно допустимое напряжение на изгиб

Определение размеров конструктивных элементов редуктора

Корпус редуктора

Определяю толщину стенки корпуса и крышки редуктора:

Принимаю - толщину стенки корпуса редуктора - 10 мм;

- толщину стенки крышки редуктора - 10 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Принимаю мм

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Принимаю мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

Принимаю мм

Крышки прижимные соответствуют по размерам диаметрам подшипников.

Определяю диаметр фундаментных болтов.

мм

Принимаю мм

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаю мм

Диаметр болтов соединяющих корпус редуктора с крышкой:

Принимаю мм.

Определяю диаметр болтов, крепящих крышку подшипника.

мм

Определяю диаметр болтов, крепящих крышку смотровую.

мм

Принимаем мм.

Определяю диаметр цилиндрических штифтов.

мм

Длина цилиндрических штифтов:

мм

Расстояние между болтами :

мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

мм

Принимаем мм.

Конструкция зубчатого колеса

Длина посадочного отверстия колеса(длина ступицы):

lст ? b2;

lст = (1…1,2)•d4,[4, с. 53]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм.

Принимая d4 = 60 мм, подставляем в формулу:

lст = (1…1,2)•60 = (60…72)

условие выполняется

Диаметр ступицы:

dст = 1,55•d4,[4, с. 53]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм.

Принимая d4 = 60 мм, подставляем в формулу:

dст = 1,55•60 = 93 мм

Подбор и расчёт шпоночных соединений

Рисунок 4 - Конструктивные размеры шпонки призматической

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести ут = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

[усм] = ут /[S],[9, с. 310]

где ут - предел текучести, МПа;

[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Место установки	Диаметр участка вала d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки l
		b	h	Вала t1	Ступицы t2
Шпоночный паз быстроходного вала под полумуфту	30 мм	8	7	4.0	3.3	25
Шпоночный паз под колесо тихоходного вала	60 мм	18	11	7.0	4.4	60
Шпоночный паз тихоходного вала под шестерню	40 мм	10	8	5.0	3.3	35

Расчёт шпонки 8Ч7Ч25 ГОСТ 23360-78

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести ут = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

[усм] = ут /[S], [9, с. 310]

где ут - предел текучести, МПа;

[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Принимаем ут = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

[усм] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

усм = 2•Т1/(d•(h - t1)•l,[9, с. 310]

где Т1 - моменту на валу, Н•м;

d - диаметр участка вала, мм;

h - высота сечения шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм.

Принимаем Т1 = 41 Н•м, d = 25 мм, h = 7 мм, t1 = 4.0 мм, l = 25 мм, находим формулу:

усм = 2•41•103/(25•(7,0 - 4.0)•25 = 43.4 МПа

усм ? [усм];

43.4 МПа ? 140 МПа

условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

фср = 2•Т1/d•Aср, ? [фср][9, с. 310]

где Т1 - моменту на валу, Н•м;

d - диаметр участка вала, мм;

Aср - площадь среза, мм2.

Aср = b•l,[9, с. 310]

b - ширина сечения шпонки, мм;

l - длина шпонки, мм.

Принимаем b = 8 мм и l = 25 мм, находим формулу:

Aср = 25•8 = 200 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т1 =41,0 Н•м, d = 25 мм, Aср = 200 мм2:

фср = 2•41•103/25•200 = 16.4 МПа

фср ? [фср];

16.4 МПа ? 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

Расчёт шпонки 18Ч11Ч60 ГОСТ 23360-78

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести ут = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

[усм] = ут /[S], [9, с. 310]

где ут - предел текучести, МПа;

[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Принимаем ут = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

[усм] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

усм = 2•Т3/(d•(h - t1)•l, [9, с. 310]

где Т3- моменту на валу, Н•м;

d - диаметр участка вала, мм;

h - высота сечения шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм.

Принимаем Т3 = 149 Н•м, d = 60 мм, h = 11 мм, t1 = 7,0 мм, l = 60 мм, находим формулу:

усм = 2•149•103/(60•(11.0 - 7,0)•60 = 20.7 МПа

усм ? [усм];

20.7 МПа ? 140 МПа

условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

фср = 2•Т3/d•Aср, ? [фср][9, с. 310]

где Т3 - моменту на валу, Н•м;

d - диаметр участка вала, мм;

Aср - площадь среза, мм2.

Aср = b•l,[9, с. 310]

b - ширина сечения шпонки, мм;

l - длина шпонки, мм.

Принимаем b = 18 мм и l = 60 мм, находим формулу:

Aср = 18•60 = 1080 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т3 = 149 Н•м, d = 60 мм, Aср = 1080 мм2:

фср = 2•149•103/60•1080 = 5,0 МПа

фср ? [фср];

5,0 МПа ? 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

Расчёт шпонки 10Ч8Ч35 ГОСТ 23360-78

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести ут = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

[усм] = ут /[S], [9, с. 310]

где ут - предел текучести, МПа;

[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Принимаем ут = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

[усм] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

усм = 2•Т3/(d•(h - t1)•l, [9, с. 310]

где Т3- моменту на валу, Н•м;

d - диаметр участка вала, мм;

h - высота сечения шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм.

Принимаем Т3 = 149 Н•м, d = 35 мм, h = 8 мм, t1 = 5,0 мм, l = 35 мм, находим формулу:

усм = 2•149•103/(35•(8 - 5,0)•35 = 81,0 МПа

усм ? [усм];

81,0 МПа ? 140 МПа

условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

фср = 2•Т3/d•Aср, ? [фср][9, с. 310]

где Т3 - моменту на валу, Н•м;

d - диаметр участка вала, мм;

Aср - площадь среза, мм2.

Aср = b•l,[9, с. 310]

b - ширина сечения шпонки, мм;

l - длина шпонки, мм.

Принимаем b = 10 мм и l = 35 мм, находим формулу:

Aср = 10•35 = 350 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т3 = 149 Н•м, d = 35 мм, Aср = 350 мм2:

фср = 2•149•103/35•350 = 24,2 МПа

фср ? [фср];

24,2 МПа ? 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

Точность изготовления деталей машин

Единая система допусков и посадок - ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации - ИСО.

Посадки основных деталей передач.

- зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.

- зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.

- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.

- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки.

- муфты при тяжелых ударных нагрузках.

- распорные кольца; сальники.

Отклонение вала k6 - внутренние кольца подшипников на валы.

Отклонение отверстия H7 - наружные кольца подшипников качения в корпусе.

Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.

Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.

- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.

Смазка передач и подшипников

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Выбор сорта масла: Па; м/с. Выбираем сорт масла И-Г-С-100.

Количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Уровень масла: в конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

Слив масла: масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Смазывание подшипников: при смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазывают из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Рассчитываю объём масла, необходимого для смазывания передачи

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта. Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям. По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений. По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений. Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого. Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной. При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список литературы

1. Анурьев В. И. - Справочник конструктора-машиностроителя. В 3 т. / В. И. Анурьев. - М.: Машиностоение, 2001.

2. Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: справочное методическое пособие/Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. - М.: Высш. шк., 2004.

3. Детали машин. Атлас конструкций: учеб. пособие для машиностроительных вузов/В. Н. Беляев- М.: Машиностроение, 1979.

4. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский - М.: Машиностоение, 1988.

5. Ладо Л.Н. Расчет зубчатых передач: метод. указания/А.Н. Ладо.- Дзержинск, 2001.

6. Ладо Л.Н. Последовательность выполнения и отдельные практические рекомендации к курсовому проекту: метод. указания/ А.Н. Ладо.- Н.Новгород: НГТУ, 1992.

7. Ладо Л.Н. Расчет червячных передач: метод. указания/А.Н.Ладо.- Н.Новгород: НГТУ, 1979.

8. Ладо Л.Н. Конструирование основных деталей и узлов редуктора: метод. указания/А.Н. Ладо.- Дзержинск, 1985.

9. Подшипники качения: справочник-каталог/ Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. - М.: Машиностоение, 1984.

10. Проектирование механических передач/ С.А. Чернавский - М.: Машиностоение, 1984.

11. Расчет и конструирование валов редукторов: метод. указания/С.А. каштанов- Н.Новгород, 2001.

12. Чекмарев А.А. Справочник по машиностроительному черчению/ А.А. Чекмарев, В.К. Осипов.- М.: Машиностоение, 2001.

13. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин/ А.Е. Шейнблит.-Калининград: Янтар. сказ., 2003.

Размещено на Allbest.ru