Редуктор цилиндрический косозубый

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определение общего к.п.д. привода

Ю_общ= Ю_ред*Ю_рем*Ю_под², (1) [10, с. 291]

где Ю_ред - к.п.д. редуктора;

Ю_рем - к.п.д. ременной передачи;

Ю_под² - к.п.д. подшипника.

Значения к.п.д. для передач разных типов приведены в табл. 1.1. [10, с. 7]

Принимаем значение з_ред = 0.97, з_рем =0.96, з_под² =0.99 и по формуле (1) находим значение общего к.п.д. привода:

з_общ= 0.97*0.96*0.99 = 0.92

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

P'_дв = Р_вых/ з_общ, (2) [4, с. 16]

где Р_вых - мощность на выходном валу привода валу привода, кВт;

з_общ - общий к.п.д. двигателя.

Принимаем Р_вых =3.4 кВт из условия и Ю_общ = 0.92 и считаем по формуле (2):

P'_дв = 3.4/0.92 = 3.7 кВт

1.3 Определение требуемой частоты вращения

n'_дв = n_вых * i'_общ, (3) [4, с. 17]

где n_вых - частота вращения выходного вала привода, об/мин;

- рекомендуемое передаточное отношение привода.

i'_общ = i'₁₄=i'₁₂*i'₃₄, (4) [4, с. 17]

где i'₁₂ - рекомендуемое передаточное отношение передачи 1-2;

i'₃₄ - рекомендуемое передаточное отношение передачи 3-4.

Значение рекомендуемого передаточного отношения передач приведены в

Табл. 2.2. [4, с. 17]

Принимая i'₁₂ = 3 и i'₃₄= 3 из условия, подставляем значение в формулу (4): i'_общ = i'₁₄ = 3*3=9

Дальше для вычислений возьмем формулу:

n_вых = (30*щ_вых)/р, (5) [4, с. 17]

где щ_вых - скорость вращения выходного вала, рад/с;

р - константа

Принимая щ_вых = 8.4 рад/с и р = 3.14, подставляем значение в формулу (5):

n_вых = (30*8.4)/3.14= 80 об/мин

Теперь вычисляем значение n_вых =80 об/мин и i'_общ =9 подставляем в формулу (3):

n'_дв =80*9=720 об/мин

Согласно табл. П1 [10, с. 392] выбираем электродвигатель 4А132S8 по ГОСТ 19523-81. Р_дв=4 кВт; n_дв=720 об/мин.

1.4 Уточнение передаточного отношения передач

Уточненное общее передаточное отношение:

i'_общ = i'₁₄= n_дв / n_вых, (6) [4, с. 19]

где n_дв - частота вращения привода, об/мин;

n_вых - частота вращения выходного вала привода, об/мин;

Принимая n_дв =720 об/мин и n_вых = 80 об/мин, подставляем в формулу (6):

i_общ = i₁₄=720/80=9

Учитывая, что:

i₁₄=i₁₂*i₃₄,

выражаем i₃₄;

i₃₄=i₁₄/i₁₂, (7) [4, с. 19]

где i₁₄-уточненное общее передаточное отношение привода;

i₁₂ - передаточное отношение передачи 1-2.

Принимая i₁₄=9 и i₁₂=3, подставляем в формулу (7):

i₃₄=9/3=3

По рекомендации [4, с. 19] принимаем i₃₄=3

1.5 Кинематический и силовой расчет

1.5.1 Мощность на валах

Мощность на входном валу 1

Р₁=P'_дв= 4 кВт [4, с. 19]

Мощность на промежуточном валу 2-3

Р₂= Р₁*з₁₂*з_под, (8) [4, с. 19]

где Р₁ - мощность на входном валу 1, кВт;

з₁₂ - к.п.д. передачи 1-2;

з_под - к.п.д. подшипника.

Принимаем Р₁= 4 кВт, з₁₂=0.96 и з_под=0.99 и подставляем в формулу (8):

Р₂=4*0.96*0.99=3.8 кВт

Мощность на выходном валу 4

Р₃= Р₂*з₂₃*з_под, (9) [4, с. 19]

где Р₂ - мощность на промежуточном валу 2-3, кВт

з₃₄ - к.п.д. передачи 3-4;

з_под - к.п.д. подшипника.

Принимаем Р₂=3.8 кВт, з₂₃ = 0.97 и з_под = 0.99 и подставляем в формулу (9):

Р₃=3.8*0.96*0.99=3.6 кВт

1.5.2 Частота вращение валов

Частота вращение входного вала 1

n₁=n_вых=720 об/мин [4, с. 19]

Частота вращения промежуточного вала 2-3

n₂=n₁/i₁₂, (10) [4, с. 19]

где n₁ - частота вращения входного вала 1, об/мин;

i₁₂ - передаточное отношение передачи 1-2.

Принимаем n₁=720 об/мин и i₁₂= 3 и подставляем в формулу (10):

n₂= 720/3=240 об/мин

Частота вращения выходного вала 4

n₃=n₂/i₂₃, (11) [4, с. 19]

где n₂ - частота вращения промежуточного вала 2-3, об/мин;

i₂₃ - передаточное отношение передачи 3-4

Принимаем n₂= 240 об/мин и i₂₃=3 и подставляем в формулу (11):

n₃=240/3=80 об/мин

1.5.3 Скорость вращения валов

Скорость вращения входного вала 1

щ₁=(р*n₁)/30, (12) [4, с. 19]

где n₁ - частота вращения входного вала 1, об/мин;

р - константа

Принимаем р=3.14 и n₁= 720 об/мин и подставляем в формулу (12):

щ₁=(3.14*720)/30=75 рад/с

Скорость вращения промежуточного вала 2-3

щ₂=(р*n₂)/30, (13) [4, с. 19]

где n₂ - частота вращения промежуточного вала 2-3, об/мин;

р - константа

Принимаем р=3.14 и n₂= 240 об/мин и подставляем в формулу (12):

щ₁=(3.14*240)/30=25 рад/с

Скорость вращения выходного вала 4

щ₃=(р*n₃)/30, (13) [4, с. 19]

где n₄ - частота вращения промежуточного вала 4, об/мин;

р - константа

Принимаем р=3.14 и n₃= 80 об/мин и подставляем в формулу (12):

щ₃=(3.14*80)/30=8.4 рад/с

Проверка: щ₄= щ_вых [4, с. 19]

щ_вых = n_вых/9.55 (15) [10, с. 7]

Принимая = 80 об/мин подставляем в формулу (15):

щ_вых = 80/9.55=8.4 рад/с

Следовательно: щ₃= щ_вых, так как 8.4 рад/с = 8.4 рад/с

1.5.4 Вращающие моменты на валах

Вращающий момент на входном валу

Т₁=(Р₁*10³)/щ₁, (16) [4, с. 20]

где Р₁ - мощность на входном валу 1, кВт;

щ₁-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р₁=4 кВт и щ₁=75 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т₁=(4*10³)/75=53 Н*м

Вращающий момент на входном валу

Т₂=(Р₂*10³)/щ₂, (16) [4, с. 20]

где Р₂ - мощность на входном валу 1, кВт;

щ₂-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р₂=3.6 кВт и щ₂=25 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т₂=(3.8*10³)/25=152 Н*м

Вращающий момент на входном валу

Т₃=(Р₃*10³)/щ₃, (16) [4, с. 20]

где Р₃ - мощность на входном валу 1, кВт;

щ₃-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р₃=3.6 кВт и щ₃=25 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т₃=(3.6*10³)/8.4=428 Н*м

Проверка: Т₃=Т_вых [4, с. 20]

Т_вых=Р_вых/ щ_вых, (19) [4, с. 20]

щ_вых - скорость на выходе, рад/с

Принимая Р_вых= и щ_вых =8.4 рад/с, подставляем в формулу (19):

Т_вых= (3.6*10³)/8.4=428

Следовательно: Т₄=Т_вых, так как 428 Н*м=428 Н*м

Таблица 1. Итоги результатов кинематических и силовых расчетов

Вал	Передаточное отношение	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Скорость вращения щ, рад/с	Вращающий момент Т, Н*м
1	i12=3 i34=3	4	720	75	53
2		3.8	240	25	152
3		3.6	80	8.4	428

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материала

Для колеса выбираем сталь марки 45; термообработка улучшение; Н_нв=190 НВ.

Для шестерни выбираем сталь марки 45; термообработка улучшение;

Н_нв=240 НВ.

Данные взяты согласно табл. 3.3 [10, с. 36]

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[у_Н]=(у_Нlimb * К_HL)/S_H. (20) ГОСТ 21354-87 [10, с. 36]

где у_Нlimb - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующих базовому числу циклон перемен напряжений (сроку эксплуатации), МПА;

К_HL - коэффициент долговечности

S_H - коэффициент безопасности

При неограниченно длительном сроке службы редуктора, что соответствуют заданию, следует принимать: К_Н2 = К_Н3=1; согласно [10, с. 37]

у_Нlimb =2*Н_НВ+70, (21)

где Н_НВ - твердость выбранного материала, НВ.

Принимаем для шестерни Н_НВ2=240 и для колеса Н_НВ3=190, находим контактные пределы для шестерни и колеса по формуле (21):

у_Нlimb2 = 2*240+70 =550 МПА

у_Нlimb3 = 2*190+70 =450 МПА

S_H = 1.1 для колес с однородной структурой [4, с. 24]

Теперь вычисляем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле (20):

[у_Н]₂=(550*1)/1.1=500 МПа

[у_Н]₃=(450*1)/1.1=409 Мпа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение равно:

[у_Н]₂₃=0.45*(500+409)=409.5 Мпа

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

[у_F]= у_Flimb/ S_F, (22) [4, с. 25]

где у_Flimb - передел выносливости при изгибе, соответствующих базовому числу циклов измерительных напряжений (сроку эксплуатации).

S_F - коэффициент безопасности

Согласно табл. 2.8. [10, с. 296]

у_Flimb =1.8*НВ, (23)

где НВ - твердость выбранного материала. НВ;

Принимая для шестерни НВ₂=240 и для колеса НВ₃=190, находим изгибные пределы для шестерни и колеса по формуле (23);

у_Flimb2 =1.8*240=432 МПа

у_Flimb3 =1.8*190=34 Мпа

S_F =1.75 согласно табл. 3.9 [10, с. 46]

Теперь вычисляем допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса по формуле (22):

[у_F]₂=432/1.75=247 МПа

[у_F]₃=342/1.75=195 МПа

2.4 Проектный расчет зубчатой передачи редуктора

2.4.1 Определение межосевого расстояния

Удобно расчет вести, определяя межосевое расстояние передачи.

а₂₃= К_а*(u₂₃+1)* ³v(Т₃*К_НВ)/ш_а*u₂₃²*[у_Н]², (24) [10, с. 293]

где К_а - коэффициент;

Т₃ - вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Н*м;

К_Н - коэффициент нагрузки

ш_а - коэффициент ширины зубчатого венца

[у_Н]₃ - допускаемые контактные напряжения, МПа

Принимаем К_а = 43 МПа, i₂₃=u₂₃=3, T₃ =T₂=152 Н*м - согласно схеме и кинематическому расчету; К_Н=1; ш_а = 0.4 - при симметричном расположению колес относительно опор.

[у_Н]=409.05 МПа и полученные значения подставляем в формулу (24):

а₂₃= 43*(3+1)* ³v(152*1.1)/0.4*9 *409.05 ² =147 мм

Согласно ГОСТ 2185-66 принимаем а₂₃ =160 мм [10, с. 293]

2.4.2 Определение модуля зацепления

m=(0.01…0.02)* а₂₃, (25) [10, с. 294]

где а₂₃ - межосевое расстояние, мм

Принимаем а₂₃= мм и вычисляем по формуле (25)

m=(0.01…0.02)*160=(1.6…3.2)

По ГОСТ 9563-80 [10, с. 38] принимаем m=2 мм

2.4.3 Определение числа зубьев

Число зубьев шестерни

z₂=2* а₂₃/ (i₂₃+1)*m, (27) [10, с. 294]

Принимаем а₂₃=160 мм, m = 2 мм и i₂₃=3, подставляем в формулу (27):

z₂=2* 160/ (3+1)*2=40

Число зубьев колеса

z₃=z₂* i₂₃, (28)

Принимаем z₂=80 и i₂₃=3, подставляем в формулу

z₃= 40*3=120

Уточненное значение угла наклона зубьев

cos в = ((z₂+z₃)*m)/2* а₂₃, (29) [10, с. 294]

Принимаем z₂ =31, z₃=93, m =2 и а₂₃=160 мм, подставляем в формулу (29):

cos в = ((80+240)*2)/2* 160=0.99

2.5 Определяем фактического передаточного отношения передачи

i₂₃= z_3/z₂

i₂₃=120/40=3

Погрешность передаточного отношения:

?i=(i^г₂₃-i₂₃)/i^г₂₃*100%?2%, (30) [4, с. 28]

где i^г₂₃ - фактическое предостаточное отношение передачи 2-3

принимаем i^г₂₃=3 и i₂₃=3, подставляем в формулу (30):

?i=(3-3)/3*100%=0

2.6 Расчет размеров зубчатых венцов

2.6.1 Определение делительного диаметра

Для шестерни:

d₂=(m*z₂)/ cos в, (30) [4, с. 294]

где m - модуль зацепления, мм

z₂ - число зубьев шестерни

cos в - угол наклона зубьев

Применяем m = 2 мм, cos в =0.99 и z₂ =40 и подставляем в формулу (30):

d₂=(2*40)/0.99= 80 мм

для колеса:

d₃=(m*z₃)/ cos в, (30) [4, с. 294]

где m - модуль зацепления, мм

z₃ - число зубьев шестерни

cos в - угол наклона зубьев

Применяем m = 2 мм, cos в =0.99 и z₃ =120 и подставляем в формулу (30):

d₃=(2*120)/0.99= 240 мм

2.6.2 Определение диаметров вершин зубьев

для шестерни:

d_a2=d₂+2*m, (32) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d₂=70 мм и подставляем в формулу (32):

d_a2=80+2*2=84 мм

для колеса:

d_a3=d₃+2*m, (32) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d₃=212 мм и подставляем в формулу (32):

d_a3=120+2*2=124 мм

2.6.3 Определяем диаметр впадин

для шестерни

d₀=d₂-2.5*m, (33) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d₂=70 мм и подставляем в формулу (33):

d₀=80-2.5*2=75 мм

для колеса:

d₀=d₃-2.5*m, (33) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d₃=300 мм и подставляем в формулу (33):

d₀=120-2.5*2=115 мм

2.6.4 Ширина зубчатого винца

Ширина венца колеса:

В₃= а₂₃*ш_а, (34) [4, с. 294]

Применяем ш_а =0.4 [10, с. 37] и а₂₃=160 мм, подставляем в формулу (34):

В₃=0.4*160= 64 мм

Ширина венца шестерни:

В₂= В₃+5 мм, (35) [10, с. 294]

Применяем В₃=50 мм и подставляем формулу (35):

В₂=64+5=69 мм

Проверка межосевого расстояния передачи:

а₂₃=(d₃+ d₂)/2 (36)

Применяем d₂=80 и d₃=240, подставляем в формулу (36)

а₂₃=(80+240)/2=160

Проверка сошлась

2.6.5 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

ш_bd=B₂/d₂, (37) [10, с. 294]

Принимаем B₂=69 мм и d₂=80 мм, подставляем в формулу (37):

ш_bd=69/80= 0.8625

2.6.6 Окружная скорость

V₂=(щ₂*d₂)/2*10¹⁰, (38) [10, с. 294]

Принимаем =80 мм и = 25 рад/с, делаем вычисление (38):

V₂=(80*25)/2*10¹⁰=1 м/с

Из рекомендаций [4, с. 30] принимаем восьмую степень точности.

2.7 Промежуточный расчет работы

2.7.1 Коэффициент при работе на контактную нагрузку

К_а=К_HB*К_HV*К_HA, (39) [10, с. 293]

где К_HB - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий и зацеплений (по длине зуба), при расчете на контактную и на гибкую прочность соответственно.

К_HV - динамические коэффициенты, учитывают внутреннюю динамику передачи.

К_HA - коэффициент степени точности

Принимаем К_HB =1.0, К_HA =1.06 и К_HV =1 из таблиц 3.4-3.6 и 2.10 [10, с. 41]

К_а=1.09*1.06*1=1.2

2.7.2 Силы и зацепление зубьев колес

Окружная сила

F_t2=F_t3= (2*T₂*10³)/d₂, (40) [10, с. 295]

Принимаем T₂=152 Н*м и d₂=80 мм, подставляем в формулу (40):

F_t2=F_t3= (2*152*1000)/80=3.8 кН

Радиальная сила:

F_t2=F_t3=(F_t2*tg б)/ cos в, (41) [10, с. 295]

где F_t2 - окружная сила, кН

tg б - угол зацепления

cos в - угол наклона зубьев

Принимаем F_t2=3.8 кН и tg б =20⁰, cos в=0.99, подставляем в формулу (41):

F_t2=F_t3=(3.8*0.36397)/0.99=1.4 кН

Осевая сила:

F_a=F_t2*tg в, (42) [10, с. 295]

Применяем F_t2= 3.8 кН и tg в =14⁰, подставляем в формулу (42)

F_a=3.8*0,2493=0,9 кН

2.7.3 Проверочный расчет на изгибные напряжения

Проверяем зубья на выносливость по напряжения изгиба:

- шестерни

у_F3=F₁*K₁*Y_F3*Y _в *K_Fa/B₃*m, (44) [10, с. 295]

где F₁ - окружная сила, Н.

K₁ - коэффициент нагрузки

Y_F3 - коэффициент формы зуба шестерни.

Y _в - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

K_Fa - коэффициент компенсации погрешности.

B₃ - ширина шестерни, мм.

m - модуль зацепления, мм.

у_F3=4700*2*3*0.9 *0.92/69*2=198 МПа

2.7.4 Проверочный расчет по контактным напряжениям

у_а23= (270/a₂₃)*v (T₂₃*K_н*(u+1))³/(B3*u34) =(270/160)* v(152*1.2*(3+1))³/(69*3)=345 МПа

Таблица 2

	Параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
				Шестерня 2	Колесо 3
1	Модуль	m	мм	2	2
2	Число зубьев	z	-	40	120
3	Тип зубьев	-	-	косозубые	косозубые
4	Исходный контур	-	-	по ГОСТ 13755-81
5	Коэффициент смещения исходного контура	x	-	0	0
6	Степень точности	-	-	8	8
7	Делительный диаметр	d	мм	80	240
8	Диаметр вершин	da	мм	84	244
9	Диаметр впадин	df	мм	75	235
10	Ширина зубчатого венца	B	мм	69	64
11	Межосевое расстояние	a23	мм	160

3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников

3.1 Ориентировочный расчет выла входного

Диаметр входного участка вала:

d₁?(7ч8)*³_vT_2,(49) [4, с. 38]

где - момент на валу

Принимаем T₂=152 Н*м, подставляем в формулу(49):

d₁?(7ч8)*³_v152 = 42.4

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d₁= 45 мм.

По ГОСТ 12080-66 имеем из табл. 3.1 [4, с. 39]: L=110 мм, r=2 мм, с=1.6 мм, t=3 мм.

Диаметр буртика:

d₂=d₁+2*t, (50) [4, с. 38]

Применяем =45 мм и t=3 мм, подставляем в формулу(50):

d₂=45+6=51

По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d₂ = 50 мм

Диаметр участка под подшипником:

d₃?d₂ [4, с. 38]

d₃=50 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d₄=d₃+2* r, (51) [4, с. 38]

Принимая d₃=50 мм и r = 2 мм, подставляем в формулу (51):

d₄=50+2*2=54 мм

По рекомендациям округляем до числа кратного 5, следовательно, d₄=55 мм.

3.2 Ориентированный расчет выходного вала

Диаметр выходного участка вала:

d₁?6*³vT₃, (52) [4, с. 40]

где T₃ - момент на выходном валу, Н*м.

Принимаем T₃=428 Н*м

d₁?6*³v428 =45 мм

По ГОСТ 12080-60 имеем из таблицы 3.1 [4, с. 39]: L=110 мм, r=2 мм, с=1.6 мм, t=3 мм.

Диаметр буртика

d₂=d₁+2* t, (53) [4, с. 40]

где d₁ - диаметр выходного участка вала, мм.

Принимаем d₁= 45 мм и t = 3 мм, подставляем в формулу (53):

d₂=45+2*3=51 мм

По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d₂=45 мм.

Диаметр участка под подшипником:

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

d₃=55 мм

Диаметр участка под колесом:

d₄=d₃ + (2….5), (54) [4, с. 40]

Принимаем d₃= 45 мм, подставим в формулу (54):

d₄=55+5=60

Диаметр буртика под колесом:

d₅=60+3*f, (55) [4, с. 40]

где f - размер фаски посадочного отверстия колеса.

d₅=60+3*2=66 мм

По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d₅ =70 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d₆=d₃+3* r, (56) [4, с. 40]

Принимаем d₃=55 мм и r =2 мм, подставляем в формулу (56):

d₆= 55+3*2=61 мм

По рекомендации округляем да числа кратного 5, следовательно, d₆= 65 мм.

3.3 Подбор подшипников

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

Подшипник 208 ГОСТ 8338-75 для входного вала 2 и подшипник 209 ГОСТ 8338-75 для выходного вала 3 легкой серии.

Таблица 3 - Характеристики подшипников

Вал	dm мм	Условное Обозначение	d1 мм	D1 мм	B1 мм	r1 мм	Cr кН	Cor кН
2	50	210	50	90	20	2	51.1	19.8
3	55	211	55	110	21	2	43.6	25

4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора

4.1 Конструктивные размеры зубчатой передачи

Длина посадочного отверстия колеса (длина ступицы):

I_ст?В₄; I_ст = (1…1.2)*d₄, (57) [4, с. 53]

Принимая d₄=60 мм, подставляем в формулу (57):

I_ст = (1…1.2)*60 =(60…. 72)= 64 мм

I_ст?В₄; 64?64 мм - условие выполняется

Диаметр ступицы:

d_ст=1.55 * d_4,(58) [4, с. 53]

Принимаем d₄=60 мм, подставляем в формулу (58):

d_ст=1.55 *60= 93 мм

Толщина обода:

S=2.5 * m, (59)

S= 2.5*2=5 мм

Чертежный диаметр:

D₀=d₄-8*m

D₀=60-8*2= 44 мм

Толщина диска:

с=0.33*В₄, (60) [4, с. 53]

с=0.33*93 = 31 мм

Фаска на торцах зубчатого венца:

f = (0.5….0.6)*m, (61) [4, с. 53]

f = (0.5….0.6)*2= 1 мм

Острые кромки на торцах ступицы (в отверстии и на внешней поверхности), а так же на торцах обода притупляют фасками, их размер принимают в зависимости от диаметра посадочного отверстия, следовательно, f₁= 2.5 мм

4.2 Проектирование размеров корпус редуктора

4.2.1 Проектирование фланцев корпуса

Определяем толщину стенки корпуса:

д?0.025*а₂₃+1 мм

д?0.025*160+1 мм = 6 мм

По рекомендации [4, с. 53] принимаем д = 8 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

d₁? (0.03…0.033)*160+12

d₁? (4.8…5.3)+12 = 18 мм

По таблице 3.4 выбираю: d₁=20 мм, М20, С=25 мм, К=48 мм

Диаметр болтов соединяющих крышку и основание редуктора у подшипников:

d₂?(0.7…0.75)* d₁

d₂?(14…15)=15 мм

По таблице 3.4 выбираю: =16 мм, М16, С₂=21 мм, К₂=39 мм

Диаметр болтов, соединяющих крышку и основание редуктора в прочих местах:

d₃?(0.5…0.6)* d₁

d₃?(10 …12)=10 мм

По таблице 3.4 выбираю: d₃= 10 мм, М10, С₃=16 мм, К₃=28 мм

Минимальное расстояние от поверхности отверстия по подшипники до центра отверстия под болты должно быть не меньше диаметра отверстия под болты:

d₀₁=d₁ + (1…2) мм

d₀₁=20 + (1…2) = 22 мм

d₀₂= d₂ + 3 мм

d₀₂=16+3=19 мм

d₀₃= d₃ + (1…2) мм

d₀₃=10 + (1…2) = 12 мм

4.2.2 Проектирование крышек подшипниковых узлов

Для подшипника 210 с D= 90 мм

Таблица 4 - Характеристики подшипника входного вала

Диаметр D, мм	90
Толщина д, мм	8
Ширина буртика S, мм	8
Диаметр буртика D6, мм	88
Диаметр D3, мм	64
Ширина глухой крышки, мм	16
Толщина сквозной крышки f, мм	4

Для подшипника 211 с D= 110 мм

Таблица 5 - Характеристики подшипника выходного вала

Диаметр D, мм	110
Толщина д, мм	8
Ширина буртика S, мм	8
Диаметр буртика D6, мм	93
Диаметр D3, мм	69
Ширина глухой крышки, мм	16
Толщина сквозной крышки f, мм	4

Размеры выточки под уплотнение в сквозной крышке определяются размерами уплотнения. Предлагается использовать в качестве уплотнений наиболее удобные и широко распространенные резиновые манжеты.

Выбор резиновых армированных манжет производится по ГОСТ 8752-7 из таблицы 3.5. [4, с. 49]

Для подшипника 210

Манжет 40х60-3 ГОСТ 8752-79

Данные: d=40 мм, D₁=60 мм, h₁= 10 мм

Для подшипника 211

Манжет 45х65-3 ГОСТ 8752-79

Данные: d=45 мм, D₁=65 мм, h₁= 10 мм

Ширина сквозной крышки:

b₁ ? f + h₁ + (2…3) мм

b₁ ? 3 + 10 + (2…3) = 15 мм

4.3.3 Проектирование основных элементов корпуса редуктора

Для жесткой фиксации подшипников на стенке крышки и основания корпуса следует предусмотреть специальные приливы. Определяем диаметр бобышек колеса и шестерни:

- шестерни D₆₃= 1.4* D₃

D₆₃= 1.4*80=112 мм

- колеса D₆₄= 1.4* D₄

D₆₄= 1.4*80=119 мм

Выбор болта для соединения крышки и основания редуктора у подшипников осуществляется по ГОСТ 7796-70.

Болт М16х60 ГОСТ 7796-70 с d=16 мм, S=22 мм, D=23.9 мм, H=9 мм, L=60 мм.

Диаметр обрабатываемой поверхности D₂ должен быть больше диаметра головки болта или гайки:

D₂= D + (3…4) мм

D₂= 23.9 + (3…4)=27.9 мм

Под гайку с целью уменьшения вероятности само отвинчивание гайки рекомендуется устанавливать пружинную шайбу по ГОСТ 6402-70

Выбираю: Шайба 16х65Г ГОСТ 6402-70 с d=16.3 мм, S=b=3.5 мм.

Дальше выбираю гайку по ГОСТ 15521-70

Гайка М16 ГОСТ 155521-70 с d=16 мм, S=22 мм, H=13 мм, D=23.9 мм.

Заключение

При выполнении курсового проекта были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения.

Целью данного проекта является проектирование привода, который состоит как из простых деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежности и долгий срок службы механизма.

косозубый зубчатый редуктор подшипник

Список литературы

1. Баранов Г.Л. «Проектирование одноступенчатого редуктора» [Электронный ресурс] / Г.Л. Баранов // Режим доступа: http://nashaucheba.ru - Загл. с экрана. - (Дата обращения: 10.09.2012).

2. Бурис Т.Ю. «Оформление пояснительных записок курсовых и дипломных работ(проектов) с применением ПЭВМ для студентов всех специальностей колледжа» [Текст] / Т.Ю. Бурис, Г.Е. Веревкина. - Кировск, 2011. - 20 с.

3. Вереина Л.И. «Техническая механика» [Текст]: учебник для сред. проф. образования / Л.И. Вереина, М.М. Краснов. - 5-е изд., испр. - М.: Издательский центр «Академия», 2012. - 352 с.

4. Губарь С.А. «Проектирование привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором» [Текст]: учебное пособие к выполнению курсовой работы по деталям машин для студентов немеханических специальностей / сост. С.А. Губарь. - Хабаровск: Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та, 2008. - 90 с.

5. Гурин В.В. «Детали машин» [Текст]: учебник / В.В. Гурин, В.М. Замятин, В.М. Попов. - Томск: Изд-во Томского гос. ун-та, 2009. - КН.2. - 296 с.

6. Мархель И.И. «Детали машин» [Текст]: учебник для сред. проф. образования / И.И. Мархель. - М.: ФОРУМ-М, 205. 336 с.

7. Назаров А.И. «Оформление обязательных учебных документов» [Текст]: Методические указания для студентов колледжа / А.И. Назаров, Е.А. Асмоловская, Л.И. Широкова. - Кировск, 2012. - 42 с.

8. Фролов М.И. «Техническая механика: Детали машин» [Текст]: учеб. для машиностр. спец. техникумов. / М.И. Фролов. - 2-е изд., доп. - М.: Высш. школа, 1990. - 352 с.

Размещено на Allbest.ru