Конструирование деталей и сборочных единиц механических приводов

Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора к приводу станции ленточного конвейера. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Конструкция быстроходной и тихоходной цилиндрических ступеней редуктора. Расчет валов, подбор смазки.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 27.03.2016
Размер файла 1,0 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://allbest.ru

Курсовой проект

Конструирование деталей и сборочных единиц механических приводов

Задание на проектирование

Рассчитать и сконструировать цилиндрический двухступенчатый редуктор к приводу станции ленточного конвейера по следующим данным:

Крутящий момент на выходном валу привода;

Частота вращения выходного вала=17 1/с;

Срок службы приводач;

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи (зубчатые, червячно или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Одноступенчатые цилиндрические редукторы

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями.

Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последнее обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимально придаточное число одноступенчатого цилиндрического по ГОСТ 2185-66 max = 12.5 . Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточном числом больше, чем двухступенчатого с тем же значение u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь 6. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода.

Цель курсового проектирования - получение навыков практических расчетов и конструирования деталей и сборочных единиц механических приводов, пользование справочной литературой, стандартами и других нормативными документами.

Целью данного курсового проекта является расчет и проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора. Привод имеет также ременную передачу.

1.выбор электродвигателя, кинематический расчеты привода

1.1 Составляем расчетную формулу для определения общего КПД привода

общ = мк.пц.пп3,

где п.п.б -- КПД цилиндрической передачи быстроходной ступени (0,97);

ц.п -- КПД цилиндрической передачи (0,97);

п -- КПД пары подшипников качения (0,99);

м --КПД муфты (0,99);

общ = 0,970,970,990,993= 0,894

1.2 определение (требуемой) мощности электродвигателя:

1.3 Рекомендуемый интервал передаточного отношения привода:

Общее передаточное отношение привода

uобщ = nэ/nвых,

где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин-1;

nвых - частота вращения приводного (выходного) вала привода, мин-1.

Полученное uобщ распределяют между типами и ступенями передач.

Передаточное отношение привода, состоящего из нескольких последовательно расположенных передач равно произведению передаточных отношений всех его передач

Uобщ.min = U1minU2min … Uimin

Uобщ.max = U1maxU2max… Uimax

Если в схеме привода отсутствуют открытые передачи (ременная, цепная и др.), тогда uобщ = uред- = uБ uТ

принимаем по таблице П2.2 интервалы передаточного отношения для передач двухступенчатого редуктора (коническо-цилиндрического):

uБ = uк.n = 2,5…5,6 - цилиндрическая передача (быстроходная ступень редуктора)

uT = uц.п = 3,15…5,6. - цилиндрическая передача (тихоходная ступень редуктора).

Тогда

uобщ.min =u1minu2min = 2,53,15 = 7,875

uобщ.max =u1maxu2max = 5,65,6 = 31,36

таблица П2.2

1.4 Частота вращения ведомого (выходного) вала привода

- при известной угловой скорости w= wвых=17 с-1

nвых = = мин-1

1.5 Интервал возможных частот вращения вала электродвигателя

n1min = n Uпрmin =162,42 7,875 = 1279 мин -1

n1max = n Uпрmax = 162,42 31,36 = 5093 мин -1.

1.6 требуемая мощность с учетом графика нагрузки (рис.2)

`

Рис. 2

Если двигатель работает в длительном режиме, а нагрузка на него изменяется в широком диапазоне по определённому периодическому закону, например в соответствии с графиками нагрузки на рис.2., то после выбора двигателя по наибольшей потребляемой мощности P1, большую часть времени цикла двигатель будет недогружен. Учитывая это, в период максимальной нагрузки двигатель можно несколько перегрузить, то есть выбрать двигатель с номинальной мощностью меньше, чем Pтр. Однако перегрузка должна быть такой чтобы в среднем имели место номинальные условия нагрева двигателя.

где мощности, требуемые в соответствующем режиме работы привода, определяемые по графику нагрузки

P1T = K1Pтр = 1,23,8 = 4,56 кВт;

P2T = K2Pтр = 1,03,8 = 3,80 кВт;

P3T = K3Pтр = 0,53,8 = 1,90 кВт;

P4T = K4Pтр = 0,43,8 = 1,52кВт;

t1, t2, t3, t4 - время работы привода в соответствующем режиме по графику нагрузки. дроссели, дросселя

Вычислим

По требуемой мощности и при выполнении условия

Рном = Pэл Ртр выбираем электродвигатели из таблицы П2.3, с номинальной мощностью Pэл. = 4,0 кВт (2 варианта):

АИР100S2/2880

AИР100L4/1410

Определение передаточных отношений привода с выбранными электродвигателями и разбивка их по ступеням (см.табл. П2.4) (расчет ведем в табличной форме)

Таблица

Расчетные формулы

Марка электродвигателя

АИР100S2/2850

АИР100L4/1410

1. nэл = n1- номинальная частота вращения электродвигателя.

2850 мин-1

1410 мин-1

2. Передаточное отношение редуктора

uобщ = uред = nэл/nвых

uред = 2850/162,42 = =17,547

uред = 1410/162,42 = =8,681

3.Передаточное отношение быстроходной ступени редуктора

uБ = uред/ uТ

uБ = 17,547/4=4,38

принимаем по ГОСТ

uБ =4,5

uБ = 8,681/ 2,5 = 3,47

принимаем по ГОСТ

uБ = 3,55

4. Передаточное отношение тихоходной ступени редуктора uТ = 0,63

uТ = 0,634,25

принимаем по ГОСТ

uТ = 4

uТ = 0,632,66

принимаем по ГОСТ

uТ = 2,5

5. Фактическое передаточное отношение привода uф = uБ uТ

uф = 4,5 4 = 18

uф = 3,55 2,5 = 8,875

6. Отклонение фактического передаточного отношения от требуемого: =(uф - uред)100/Uред5%

=(uф - uред)100/Uред =

=(18 - 17,547)100%/17,547 = =2,58% 5%

=(uф - uред)100/Uред = =(8,875 - 8,681)100%/8,681= 2,23% 5%

Вывод: окончательно принимаем электродвигатель 4А100L4/1410 и вариант разбивки передаточного отношения привода в виде : uф = 3,55 2,5 при этом обеспечивается наименьшее отклонение от заданной частоты вращения вала.

Определение частоты вращения и угловой скорости валов привода:

n1 = nэл = 1410 мин-1

1 = n1/30 = 3,141410/30 = 147,58 с-1

n2 = n2/u1 = 1410/3,55 = 397,18 мин-1

2 = 2 /u1 =147,58/3,55 = 41,57с-1

n3 = n2= 397,18 мин-1

3 = 2 = 41,57с-1

n4 = n3/u2 = 397,18/2,5 = 143,67мин-1

4 = 3 /u2 = 41,57/2,5 = 16,63 с-1

определение мощности на каждом валу привода:

P1 = Pтр = 2470 Bт

P2 = Pтр мц.п.б п2 = 24700,990,970,992 = 2300,8 Вт

P3 = P2= 2300,8 Вт

P4 = Pтр мц.п.б ц.п.т п3 = 24700,990,970,970,993= 2209,5Вт

определение крутящих моментов на каждом валу привода:

Т1 = P1 /1 = 2470/147,58 = 16,74 Нм

Т2 = P2 /2 = 2300,8/41,57 = 55,34 Нм

Т3 = Т2 = 55,34 Нм

Т4 = P4 /4 = 2209,5/16,63 = 132,86 Нм

2.Расчет быстроходной цилиндрической ступени редуктора

2.1 Выбор материала колес, термической обработки, твердости и определение допускаемых напряжений

Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО [2. табл. 2.1]:

I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ;

шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;

II - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;

шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом

ТВЧ 45 ... 50 HRC;

III- колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 HR.C;

IV- колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний [2, (2.2)]. Для принятых вариантов ТО получим:

I - колесо ;

шестерня ;

II - колесо;

шестерня

По таблице перевода [2,стр. 18]соответствует.Тогда ; ;

III - колесо и шестерня, что соответствует. Тогда

IV - колесо и шестерня, что соответствует . Тогда .

При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний

Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений. По

формулам [2,(2.3)] получим:

а) время работы (машинное время):

где Кг - коэффициент загрузки в год Кг=0,62

Ксут - коэффициент загрузки в сутки Ксут=0,66

tсм - срок службы, лет t= 10

б) количество циклов погружения

где с = 1,количество смен в сутки

Определим коэффициенты долговечности.

Так как прикоэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям ZN = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни ZN = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов

термообработки YN = 1, так как во всех случаях .

Вычислим допускаемые контактные и изгибные напряжения. По

формулам [2, табл. 2.2] пределы выносливости уHlim и уFLim, соответствующие

базовым числам NHG и NFG

для вариантов ТО такие:

I - колесоуHlim2 = l,8ЧHBcp + 67= 1,8Ч248,5 + 67 = 514 Н/мм2;

уFlim2 = 1,03ЧНВср = 1,03 Ч 248,5 = 256 Н/мм2;

шестерня уHlim1= 1,8 Ч285,5 + 67 = 581 Н/мм2;

уFlim1 = 1,03Ч285,5 = 294 Н/мм2;

II - колесо уHlim2 = 1,8Ч285,5 + 67 = 581 Н/мм2;

уFlim2 = 1,03 Ч285,5 = 294 Н/мм2;

шестерня уHlim1= 14HRCcp + 170 =14Ч47,5 + 170 = 835 Н/мм2;

уFlim1 = 310 Н/мм2;

III - колесо и шестерня уHlim = 14Ч 50,5 + 170 = 877 Н/мм2;

уFLim= 310 Н/мм2;

IV - колесо и шестерня уHlim = 19ЧHRCcp = 19Ч 59,5 = 1130 Н/мм2;

уFLim = 480 Н/мм2

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений уHlim и уFLim на коэффициенты ZN и YN [2, (2.6)]. Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты ZN = 1 и YN = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [у]H = уHlim и [у]F = уFLim. Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле [2, (2.7)]

[у]H = 0,45 ([у]H1 + [у]H2) = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм2.

Это напряжение не должно превышать значение:

1,25 [у]H2 = 1,25Ч581 = 726Н/мм2.

Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов

термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [у]H1 и [у]H2 . Таким образом:

Вариант I :[у]H= 514 Н/мм2

[у]F2 = 256 Н/мм2

[у]F1 = 294 Н/мм2

Вариант II - [у]H = 637 Н/мм2

[у]F2 = 294 Н/мм2

[у]F1 = 310 Н/мм2

Вариант III :[у]H = 877 Н/мм2

[у]F2 = [у]F1 = 310 Н/мм2

Вариант IV:[у]H = 1130 Н/мм2

[у]F2 = [у]F1 = 480 Н/мм2

2.2 Определение межосевого расстояния

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в [2, разд. 2.2], принимаем: коэффициент межосевого расстояния для передач с прямыми зубьями Ка = 49,5;

коэффициент ширины шba = 0, 315;

коэффициент ширины шbdпо формуле [2, (2.8)];

шbd = 0,5 шba (u ± 1) = 0,5 · 0,315(3,55 + 1) = 0,717.(2.1)

Для вычисления коэффициента К неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы для симметричного расположения шестерни относительно опор S = 8 [2, табл. 2.3] и по формуле [2, (2.9)] рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки III и IV:

К =l + 2Чшbd /S = 1 + 2Ч0,717/8 = 1,18.(2.2)

При твердости 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки I и II, коэффициент К = 1.

Дальнейший порядок расчета соответствует приведенному в разд. 2.1.1.

Межосевые расстояния определяем по формуле (2.10) [1, с.21] для всех принятых вариантов материалов и термообработки.

(2.3)

Принимаем из ряда стандартных чисел по ГОСТ 2185-66 aw = 90 мм

Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле

d1 = 2Чaw/(u±1) = 2Ч90/(3,55 + 1) = 39,6 мм(2.4)

Предварительные основные размеры колеса. Для выбранного варианта

определим предварительные основные размеры колеса:

- делительный диаметр (2.12)

d2 = 2ЧаwЧu/(u + 1) = 2Ч90Ч3,55/ (3,55+ 1) = 140,4=140 мм; (2.5)

-ширина (2.13)

b2 = шbaЧаw = 0,315Ч90 = 28,35 мм (2.6)

Принимаем из ряда стандартных чисел b2 = 30 мм (табл. 19.1) [2, с.481]

2.3 Определение модуля передачи

Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля

передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 [1, с.22] примем коэффициент модуля для прямозубых передач: Кт = 6,8. Тогда по формуле (2. 16)

(2.7)

Округляем до стандартного значения из первого ряда: m = 1 мм

2.4 Определение чисел зубьев, угла их наклона и фактического передаточного числа

Угол наклона и суммарное число зубьев.

Минимальный угол наклона зубьев.

вmin= arcsin (4m/b2) = arcsin (4·1/30) = 7.66° (2.8)

Суммарное число зубьев у пары шестерня-колесо (2.18)

zs = 2awcosвmin /m= 2·90 cos 7,66°/1 = 178,39(2.9)

Округляя в меньшую сторону до целого числа, принимаем zs =178

Тогда действительное значение угла в.

в = arccos(zsm/(2aw)) = arccos (178Ч1/(2Ч90)) = 8,55°(2.10)

Число зубьев шестерни.

z1 = zs/(u ± 1) = 178/(3,55 +1) = 39,1(2.11)

Принимаем z1 =40.

Число зубьев колеса.

z2 = zs - z1= 178 - 40 = 138(2.12)

Фактическое передаточное число

uф = z2/z1 =138/40 = 3,45(2.13)

Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)

Дu = ((uф - u ) /u) Ч100 = ((3,45-3,55)/3,55) Ч100 = -2,82%, (2.14)

что находится в допустимых пределах.

2.5 Определение диаметров колес

Геометрические размеры колес. Делительные диаметры:

- шестерни……….d1 = z1Чm/cosв = 40 Ч1,5/0,99 = 40мм; (2.15)

- колеса …………….d2 = 2Чaw-d1 = 2Ч90 - 40 = 140 мм. (2.16)

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

- шестерни ……….dal =d1 + 2Чm = 40 + 2 Ч1 = 42 мм; (2.17)

dfl=d1-2,5Чm =40-2,5 Ч1 = 37,5=38мм; (2.18)

-колеса…………da2 = d2 + 2Чm = 140 + 2Ч1= 142 мм; (2.19)

df2 = d2- 2,5Чm =140-2,5Ч1=137,5=138мм(2.20)

Ширина шестерни ………….b1 = 1,08Чb2 = 1,08 Ч30 = 32,4=32 мм. (2.21)

диаметр ступицы (для стальных ступиц):мм;(2.22)

толщина обода: мм,(2.23)

принимаем мм; т.к. минимальная толщина обода должна быть 8 мм.

толщина диска: мм, (2.24)

принимаем мм;

диаметр центровой окружности:

мм,(2.25)

диаметр отверстий:

мм(2.26)

Проверка пригодности заготовок колес для принятой термообработки:

- для шестерни………………Dзаг = da1 + 6 = 42+ 6 = 48 мм; (2.27)

- для колеса без выточек ……Sзаг = b2 +4 = 30 + 4 = 34 мм (2.28)

По табл. 2.1 [2, с.17] для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес: Dnp = 125 мм; Snp = 80 мм. Условия пригодности заготовок колес выполнены и, следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

2.6 Определение сил в зацеплении

Силы в зацеплении вычисляют по формулам [2, с.24]:

- окружная……Ft=2ЧTПР/d2 = 2Ч55,34Ч103/140= 790,6 Н; (2.29)

- радиальная …Fr= FtЧtgб/cosв=790,6Ч tg20°/cos 8,55° =290,8 H; (2.30)

- осевая…………Fa = FtЧtgв = 790,6Чtg 8,55° = 118,783 H. (2.31)

2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи uф = 3,45, то частота вращения вала колеса:

n2 = 1000/3,45= 217 мин-1(2.32)

Окружная скорость колеса

v = р Чd2Чn2/60000 = 3,14 Ч140Ч217/60000 = 1,59 м/с. (2.33)

Назначаем степень точности 7 (см. табл. 2.4) [2, стр.25]. Коэффициент K = 0,81

Коэффициент Y в

Y в = 1 - в /l 00° = 1 - 8,55°/100° = 0,91. (2.34)

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент K = 1,0.

При твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент KFv = 1,2.

Для определения коэффициентов YFS2, YFS1 вычислим приведенные числа

зубьев:

колеса …………………zv2 = z2/cos3 в = 138/cos38,55° = 143; (2.35)

шестерни ……………..zv1 = z1/cos3 в = 40/cos38,55° = 41. (2.36)

По табл. 2.5 принимаем YFS2 =3,66; YFS1= 3,61.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29) [2, стр.26]

уF2 = KЧKЧKFvЧYвЧYFS2ЧFt/(b2Чm) =

= 0,81Ч1,0Ч1,2Ч0,91Ч3,61Ч790,6/(30Ч1) = 84,6 Н/мм2, (2.37)

что меньше допускаемых напряжений [у]F2 = 294 Н/мм2.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) [2, стр.26]

уF1 = уF2ЧYFS1/YFS2 = 84,6Ч3,66/3,61 = 85,7 Н/мм2. (2.38)

что также меньше [у]F1 = 310 Н/мм2.

2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Определим значения уточняющих коэффициентов [2, стр.26]: К =1; К = 1; КHv= 1,2 при твердости зубьев колеса < 350 НВ. Расчетное контактное напряжение (2.31) [2, стр.27]

(2.39)

3.Расчет тихоходной цилиндрической ступени редуктора

3.1 Выбор материала колес, термической обработки, твердости и определение допускаемых напряжений

Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО (см. табл. 2.1):

I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;

II - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45 ... 50 HRC;

III- колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 HR.C;

IV- колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим:

I - колесо НВср = 0,5(235 + 262) = 248,5;

NHNG = 30HBср2, 4= 30Ч248,52,4 = 1,68·107;

шестерня НВср = 0,5(269 + 302) = 285,5; NHG = 30Ч285,52,4= 2,35Ч107

II - колесо НВср = 285,5; NHHG = 2,35Ч107

шестерня НRСср = 0,5(45 + 50) =47,5.

По таблице перевода (с. 18) HRCcp = 47,5 соответствует НВср = 456.

Тогда NHNG= 304Ч562,4 = 7,2 Ч107

III - колесо и шестерня HRCср = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВср = 490. Тогда NHHG= 30Ч4902,4 = 8,58 Ч107

IV - колесо и шестерня HRCcp = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВср = 605. Тогда NHHG = 30Ч6052,4 = 1,42 Ч108

Так как при N>NHG коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям ZN = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни ZN = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки YN = 1, так как во всех случаях N> 4Ч 106

Вычислим допускаемые контактные и изгибные напряжения. По формулам табл. 2.2 пределы выносливости уHlim и уFLim, соответствующие базовым числам NHG и NFG для вариантов ТО такие:

I - колесо уHlim2 = l,8ЧHBcp + 67= 1,8Ч248,5 + 67 = 514 Н/мм2

уFlim2 = 1,03ЧНВср = 1,03 Ч 248,5 = 256 Н/мм2

шестерняуHlim1= 1,8 Ч285,5 + 67 = 581 Н/мм2

уFlim1 = 1,03-285,5 = 294 Н/мм2

II - колесо уHlim2 = 1,8Ч285,5 + 67 = 581 Н/мм2

уFlim2 = 1,03Ч285,5 = 294 Н/мм2

шестерня уHlim1= 14HRCcp + 170 =14 Ч 47,5 + 170 = 835 Н/мм2

уFlim1 = 310 Н/мм2

III - колесо и шестерняуHlim = 14Ч 50,5 + 170 = 877 Н/мм2

уFLim = 310 Н/мм2

IV - колесо и шестерня уHlim = 19ЧHRCcp= 19Ч 59,5 = 1130 Н/мм2

уFLim = 480 Н/мм2

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений уHlim и уFLim на коэффициенты ZN и YN (2.6). Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты ZN = 1 и YN = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [у]H = уHlim и

[у]F = уFLim.

Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение,

которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле (2.7)

[у]H = 0,45 ([у]H1 + [у]H2) = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм2

Это напряжение не должно превышать значение

1,25 [у]H2 = 1,25Ч581 = 726 Н/мм2

Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [у]H1 и [у]H2 . Таким образом:

Вариант I [у]H = 514 Н/мм2

[у]F2 = 256 Н/мм2

[у]F1 = 294 Н/мм2

Вариант П[у]H = 637 Н/мм2

[у]F2 = 294 Н/мм2

[у]F1 = 310 Н/мм2

Вариант Ш[у]H = 877 Н/мм2

[у]F2 = [у]F1 = 310 Н/мм2

Вариант IV[у]H = 1130 Н/мм2

[у]F2 = [у]F1 = 480 Н/мм2

3.2 Определение межосевого расстояния

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в разд. 2.2, принимаем: коэффициент межосевого расстояния для передач с косыми зубьями Кб = 49,5;

коэффициент ширины шba = 0, 315;

коэффициент ширины шbdпо формуле (2.8);

шbd = 0,5 шba (u ± 1) = 0,5 · 0,315(2,5 + 1) = 0,551. (3.1)

Для вычисления коэффициента К неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы S = 8 (см. табл. 2.3) и по формуле (2.9) рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки III и IV:

К =l + шbd /S = 1 + 2·0,551/8 = 1,14. (3.2)

При твердости 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки I и II, коэффициент К = 1.

Дальнейший порядок расчета соответствует приведенному в разд. 2.1.1.

Межосевое расстояние определяем по формуле (2.10) [1, с.21]

(3.3)

Принимаем из ряда стандартных чисел aw = 120 мм

Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле

d1(Т) = 2Ч120/(2,5+1) = 68,6 мм(3.4)

Предварительные основные размеры колеса.

Определим предварительные основные размеры колеса:

- делительный диаметр (2.12)

d2(Т) = 2Ч120Ч2,5/(2,5+1) = 171,4 мм;(3.5)

-ширина

b2(Т) = 0,315Ч120 = 37,8 мм

Принимаем из ряда стандартных чисел b2= 38 мм

Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 [1, с.22] примем коэффициент модуля

Кт = 6,8.

Тогда по формуле (2. 16)

(3.6)

Округляем до стандартного значения из первого ряда: m(Т) = 1 мм.

3.3 Определение чисел зубьев, угла их наклона и фактического передаточного числа

Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол наклоназубьев (2.17)

вmin(Т)= arcsin (4m(Т)/b2(Т)) = arcsin(4Ч1/38) = 6,04°(3.7)

Суммарное число зубьев пары шестерня-зубчатое колесо(2.18)

zs(Т) = 2Ч120Чcos6,04°/1 = 238,67=238(3.8)

Тогда действительное значение угла в (2.19)

в = arccos(zs(Т)m(Т)/(2aw(Т))) = arccos(238Ч1/(2Ч120)) = 7,4° (3.9)

Число зубьев шестерни

z1(Т) = zs(Т)/(u(Т) ± 1) = 238/(2,5+1) = 68. Принимаем z1(Т) = 70. (3.10)

Число зубьев колеса (2.21)

z2(Т) = zs(Т) - z1(Т) = 238-70= 168. (3.11)

Фактическое передаточное число

uф(Т) = z2(Т)/z1(Т) =168/70 = 2,4(3.12)

Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)

Дu(Т) = ((uф(Т) - u(Т) ) /u(Т)) Ч100% = ((2,4 -2,5)/2,5) Ч100% = -4%, (3.13)

что находится в допускаемых пределах.

3.4 Определим геометрические размеры колеса и шестерни

Делительные диаметры (2.23):

- шестерни………d1(Т) = z1(Т)Чm(Т)/cos в= 70Ч1 /0,99 = 70,6=71мм(3.14)

- колеса………….d2(Т)=2Чaw(Т)-d1(Т)= 2Ч120 - 71= 169 мм (3.15)

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев (2.24):

- шестерни……………dal(Т) =d1(Т) + 2Чm(Т) = 71+2Ч1 =73 мм; (3.16)

dfl(Т)=d1(Т)-2,5Чm(Т) =71 -2,5Ч1 = 68,5 мм; (3.17)

- колеса……………….da2(Т) = d2(Т) + 2Чm(Т) = 169 + 2Ч1 = 171 мм; (3.18)

df2(Т) = d2(Т)- 2,5Чm(Т) = 169 - 2,5Ч1= 167 мм; (3.19)

Ширина шестерни b1(Т) = 1,08Чb2(Т) = 1,08Ч38 =41 мм. (3.20)

диаметр ступицы (для стальных ступиц):мм;(3.21)

толщина обода: мм,(3.22)

принимаем мм;

толщина диска: мм, (3.23)

принимаем мм;

диаметр центровой окружности:

мм,(3.24)

диаметр отверстий:

мм(3.25)

Проверка пригодности заготовок колес для принятой термообработки:

- для шестерни…………………Dзаг(Т) = dal(Т) + 6 = 73+ 6 = 79 мм; (3.26)

- для колеса без выточек………Sзаг(Т) = b2(Т) +4 = 38 + 4 = 42 мм (3.27)

По табл. 2.1 [2, с.17] для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес: Dnp = 200 мм; Snp= 125 мм. Условия пригодности заготовок колес выполнены и, следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

3.5 Определение сил в зацеплении

вычисляют по формулам (2.25) [2, с.24]

- окружнаяFt(Т)=2ЧT(Т)/ d2(Т) = 2Ч132,86Ч103/169=1572 Н; (3.28)

- радиальная Fr(Т)=Ft(Т)Чtgб/cosв=1572Чtg20°/cos7,4°=576,6H; (3.29)

- осевая Fa(Т)= Ft(Т)Чtg в = 1572Чtg 7,4° = 204,118 H.(3.30)

3.6 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи uф = 2,4, то частота вращения вала колеса n2 = 1500/2,4= 625 мин-1.

Окружная скорость колеса

v = р Чd2(Т)Чn2/60000 = 3,14Ч169Ч625/60000 = 5,53 м/с(3.31)

Назначаем степень точности 7 (см. табл. 2.4) [2, с.25]. Коэффициент KFa =0,81 Коэффициент Yв (2.26)

Yв = 1 - в(Т)/l 00° = 1 - 7,4°/100° = 0,93(3.32)

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент K = 1,0.При твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент KFv = 1,2.

Для определения коэффициентов YFS2, YFS1 вычислим приведенные числа зубьев:

колеса………….zv2(Т) = z2(Т)/cos3 в(Т) = 168/cos37,4° =172; (3.33)

шестерни………zv1(Т)= z1(Т)/cos3 в(Т) = 70/cos37,4° = 71,8. (3.34)

По табл. 2.5 принимаем YFS2 =3,61; YFS1= 3,61.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29) [2, с.26]

уF2(Т) = KFб(Т)ЧKFв(Т)ЧKFv(Т)ЧYв(Т)ЧYFS2(Т)ЧFt(Т)/(b2(Т)Чm(Т)) =

= 0,81Ч1,0Ч1,2Ч0,93Ч3,61Ч1572/(38Ч1) = 134,4 Н/мм2(3.35)

Что меньше допускаемых напряжений [у]F2 = 294 Н/мм2

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) [2, с.26]

уF1(Т) = уF2(Т)ЧYFS1(Т)/YFS2(Т) =134,4Ч3,61/3,61 = 134,4 Н/мм2(3.36)

Что также меньше [у]F1 = 310 Н/мм2

3.7 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Определим значения уточняющих коэффициентов [2, с.26]: К =1; К - 1; КHv= 1,2 при твердости зубьев колеса < 350 НВ. Расчетное контактное напряжение (2.31) [2, с.27]

(3.37)

4.Проектный расчет валов редуктора

Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов. По формулам (3.1) и (3.2) и табл. 3.1[2, с.43] находим:

4.1 Быстроходный вал

Диаметр выходного конца вала

d (Б) = = 17,9…20,4 мм.(4.1)

По табл. 12.5 принимаем d =19 мм.

Диаметр вала под подшипниками:

dП(Б) = d+2t2, (4.2)

где t2 - глубина паза [2, с.488, табл. 19.11]

dП(Б) = 19 + 2·2,8 = 24.6 мм.(4.3)

Принимаем dП(Б) = 25 мм.

Диаметр заплечика:

dБП(Б)= dП + 3Чr = 25 + 3Ч 1,5 = 29,5 мм.(4.4)

Примем dБП = 30 мм.

Выходной (тихоходный) вал.

Диаметр выходного конца вала:

d(Т) == 25,5 … 30,6 мм. (4.5)

Принимаем d =28 мм

Диаметр вала под подшипниками:

dП(Т) = 28 + 2·3,3 = 34,6 мм. (4.6)

Принимаем dП = 35 мм.

Диаметр заплечика:

dБП(Т) = 35 + 3Ч3,5 = 48 мм. (4.7)

Примем стандартное значение dБП(Т) = 48 мм.

Диаметр посадочной поверхности для колеса примем dK(Т) = 35 мм

Промежуточный вал.

Диаметр выходного конца вала:

d == 22,8 … 26,6 мм. (4.8)

Принимаем d = 25 мм

Диаметр вала под подшипниками:

dП = 25+ 2·3,3 = 31,6 мм. (4.9)

Принимаем dП = 30 мм.

Диаметр заплечика:

dБП = 30 + 3Ч2,5= 37,5 мм. (4.10)

Примем стандартное значение dБП = 38 мм

5. Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора

5.1 Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора

Для расчета параметров корпуса и крышки редуктора примем наибольшее значение межосевого расстояния аw=190 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки

Корпуса……………….мм, (5.1)

Крышки………………мм,(5.2)

Толщина верхнего фланца корпуса:

мм(5.3)

Толщина нижнего фланца крышки корпуса:

мм(5.4)

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:

мм(5.5)

принимаем мм.

Диаметры болтов

Фундаментные болты:

мм(5.6)

принимаем болты с резьбой М14.

Болты, крепящие крышку к корпусу у подшипника:

мм(5.7)

принимаем болты с резьбой М10;

Болты, соединяющие крышку с основанием корпуса:

мм(5.8)

принимаем болты с резьбой М8.

6.Расчет шпоночных соединений

6.1 Расчет шпоночного соединения для тихоходной ступени

Для передачи вращающего момента Тт = 132,86Ч103Н·мм тихоходного вала примем шпоночное соединение.

Найдем диаметр в среднем сечении участка длиной l =38 мм (т.к. ширина колеса на валу b2(т)=38):

dср= dк(Б)-0,05Чl = 35- 0,05Ч38 = 33,1мм.(7.1)

Шпонка: b = 10 мм, h =8 мм, t1 = 5,0 мм, длина шпонки l(Ш)= 25 мм.

Рабочая длина шпонки:

lр(Ш) = l(Ш) - b(Ш) = 25-10 = 15 мм. (7.2)

Расчетные напряжения смятия:

(7.3)

что меньше [у]см = 190 Н/мм2. Принимаем для колеса на тихоходном валу шпонку по ГОСТ 23360-78 размером 10х8х25.

6.2 Расчет шпоночного соединения для быстроходной ступени

Для передачи вращающего момента ТПР = 55,34Ч103Н·мм быстроходного вала примем шпоночное соединение.

Найдем диаметр в среднем сечении участка длиной l = 25 мм (т.к. ширина колеса на промежуточном валу b2(Б)=25):

dср= dK(Т)-0,05Чl = 25 - 0,05Ч25 = 23,75мм. (7.4)

Шпонка: b =8 мм, h = 7 мм, t1 = 4,0 мм, длина шпонки l(Ш)= 18 мм.

Рабочая длина шпонки:

lр(Ш) = l(Ш) - b(Ш) = 18-8 = 10 мм. (7.5)

Расчетные напряжения смятия:

(7.6)

что меньше [у]см = 190 Н/мм2. Принимаем для колеса на тихоходном валу шпонку по ГОСТ 23360-78 размером 8х7х18.

.

7. Проверочный расчёт тихоходного вала

Исходные данные:

- окружная сила на колесе Ft(Т) = 1572 Н;

- радиальная сила на колесе Fr(Т) = 576,6 Н;

- крутящий момент на выходном валу TТ = 132,86 Н*м;

- сила, действующая со стороны муфты

(8.1)

Рисунок 5. - Первый этап эскизной компоновки редуктора

Рисунок 6. - Расчетная схема тихоходного вала

Определим реакции в опорах.

(8.2)

Составляем уравнения моментов сил, действующих

в вертикальной и горизонтальной плоскостях,

относительно опор А и В:

(8.3)

(8.4)

Так как при расчёте получили отрицательное значение силы RВГ, то изменяем её направление на противоположное.

(8.5)

(8.6)

Проверка:

0=0

Как показывает расчёт, наибольшие напряжения изгиба действуют на вал со стороны правой опоры, следовательно, данное сечение вала является наиболее опасным и все дальнейшие расчёты на прочность будем вести по данному сечению.

Проверка усталостной прочности опасного сечения.

Определим запас прочности:

где [S] принимаем = 2.

у-1 = 380 МПа;

ф-1 = 230 МПа (для стали 45);

еМ = 0,68 при изготовлении из стали 45 и приуК = 1,8;

еП = 0,9 при уВ = 800 МПа при чистовой обработке;

в = 2,6 приуК = 1,8 (при закалке с нагревом ТВЧ);

Kу = 1,8;Kф = 1,35 - коэффициенты концентрации напряжения.

Мос=98,7 Н*м;

Тос=132,86 Н*м;

Wос=0,1Чdос3=0,1Ч0,0353=0,42Ч10-5

WРос=2ЧWос=2Ч0,42Ч10-5=0,85Ч10-5

23,5Ч106=34,5 Мпа

где

Aос - площадь опасного сечения

2)

Fa-нормальная сила

- коэффициент долговечности

КL=1 (см. расчет)

(для среднеуглеродистых сталей)

8.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЫХОДНОГО ВАЛА

8.1 Расчет ресурса подшипников и эквивалентных нагрузок

Частота вращения вала n= 162,42 мин-1, dп = 35 мм;

Эквивалентная нагрузка

где V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение внутреннего кольца [1, с. 117];

= 1,2 - коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке) [1, табл. 7.2];

= 1 - температурный коэффициент [1, табл. 7.1].

требуемый ресурс подшипников

= 457532ч.

Схема установки подшипников - враспор.

КЕ = 0,63

Эквивалентны нагрузки:

Fr1 = КЕЧFr1max = 0,63Ч2092 = 1318 Н;

Fr2 = КЕЧFr2max = 0,63Ч780,5 = 492 Н;

FА = КЕЧFАmax = 0,63Ч476,5 = 300,19 Н;

8.2 Предварительный выбор подшипников

Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально однорядный средней серии 307. По П3 [1, с.393] для подшипника данного типоразмера: Сr = 33200 Н; C0r = 18000 Н.

Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие S = 0. Из условия равновесия вала Fa1 = FA = 300,19 Н, Fa2 = 0. Из табл. 6.1 [2, с.141] выписываем X =0,56; Y =1,71; e = 0,26.(коэффициент V = 1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем: X = 1; Y = 0.

8.3 Расчет пригодности выбранных подшипников

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при КБ = 1,2 и КТ= 1:

RE = (VЧXЧFr +YЧFa)ЧКБЧКТ = 1318Ч1,2Ч1 = 1581,6 Н.

8.4 Требуемая динамическая грузоподъемность:

26031,6 Н

Так как Стрr (26031,6<33200), то предварительно принятый подшипник подходит.

9.Расчет муфты МУВП - 40 ГОСТ 21424-93

Для соединения входного конца редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту, которая обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Муфту выбираем по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту TP , который должен быть в пределах номинального. По расчетному моменту выбираем муфту МУВП-250-40 ГОСТ 21424-93 Проверка на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

усм = 2·103ЧТк/zсЧD0ЧdпЧlвт) < [у]см,

где:

Тт - вращающий момент, Н·м;

dп - диаметр пальца, мм; dп = 14 мм;

lвт - длина упругого элемента, мм; lвт = 28 мм;

zс - число пальцев, zс = 6;

D0 - диаметр окружности расположения пальцев, мм, D0 =116 мм.

Расчет по напряжениям смятия условный, поэтому допускаемые напряжения принимают заниженными: [у]см = 4 Н/мм2

Пальцы муфты изготавливают из стали 45 (ГОСТ 1050-88) и рассчитывают на изгиб:

уи = 2·103Тк(0,5 lвт + С)/( zсD0 0,1dп )< [у]и.

Допускаемые напряжения изгиба [у]и = (0,4 …0,5) ут,

где ут - предел текучести материала пальцев, ут =540 Н/мм2;

С - зазор между полумуфтами, С = 3…5 мм.

уи= 2Ч103Ч422,44Ч(0,5Ч28+5)/(6Ч116Ч0,1Ч143) =84,05 Н/мм2<[у]и.

Рисунок 8. муфта МУВП - 32 ГОСТ 21424-93

10.Смазывание зубчатых колес и подшипников

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Смазывание зубчатых передач. В машиностроении для смазывания зубчатых широко применяют так называемую картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и шестерен до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении, тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масел:

По таблице выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач. В таблице приведены рекомендуемые марки смазочных масел для волновых передач.

Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых обозначает: первый (И) - индустриальное, второй - принадлежность к группе по назначению (Г - для гидравлических систем, Т - тяжелонагруженные узлы), третий - принадлежность к группе по эксплуатационным свойствам (А - масло без присадок, С - масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д - масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками), четвертый (число) - класс кинематической вязкости.

Из пластичных смазочных материалов наиболее часто применяют

ЦИАТИМ-201, Литол-24, Униол-2.

Допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну : hM « (2т ... 0,25d?). Здесь m -модуль зацепления. Наименьшую глубину принято считать равной двум модулям зацепления, но не менее 10 мм.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращение колеса, тем на большую глубину, но может быть погружено. Считают, что в двухступенчатой передаче при окружной скорости колеса тихоходной ступени v > 1 м/с достаточно погружать в масло только колесо тихоходной ступени. При v < 1 м/с в масло должны быть погружены колеса обеих ступеней передачи.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазывающее колесо.

В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должно быть погружено коническое колесо на всю ширину b венца. Однако при частых включениях и кратковременном режиме работы (пуск-останов-пуск) смазывание зацепления оказывается недостаточным. Во избежание этого уровень масла поднимают до зацепления.

Расстояние bo между дном корпуса и наружной поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Смазывание их другим смазочным материалом применяют редко (если требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей передач).

При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла.

При окружной скорости колес v > 1 м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.

Однако в ряде случаев для обеспечения надежного смазывания зацепления приходится значительно повышать уровень масла. Нередко в масло погружают быстроходную шестерню или червяк и подшипники быстроходного вала. В этом случае во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом, подшипники защищаю маслозащитными шайбами (кольцами). Особенно это необходимо, если на быстроходном валу установлены косозубые или шевронные колеса, либо червяк, т.е. когда зубья колес или витки червяка гонят масло на подшипник и заливают его, вызывая повышенный нагрев.

Для смазывания опор валов, далеко расположенных от уровня масляной ванны, применяют различные устройства. Так, для смазывания подшипников вала конической шестерни, удаленных от масляной ванны, на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы. В канавки со стенок крышки корпуса стекает разбрызгиваемое колесом масло и через отверстия в стакане попадает к подшипникам.

Для направления стекающего масла иногда делают на внутренней поверхности стенки корпуса ребра. По ним масло стекает к отверстию в приливе корпуса и попадает к подшипнику.

Список литературы

редуктор привод конвейер

1.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 2014. - 351 с.

2. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов - М.: Машиностроение, 1991. - 432 с.

3.Арон А.В. Справочное руководство по проектированию деталей машин: уч. пособие. - Владивосток: Дальрыбвтуз, 1999. - 200 с.

4.Арон А.В., Зиборов С.Н. Руководство по проектированию приводов машин: уч. пособие. - Владивосток: МГУ, 2002. - 196 с.

5.Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. - М.: Машиностроение, 2011. - 654 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

    курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016

  • Определение вращающих моментов на валах привода двухступенчатого цилиндрического редуктора, передаточных чисел ступеней редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной цилиндрических передач. Определение реакций в опорах валов и изгибающих моментов.

    курсовая работа [369,8 K], добавлен 14.02.2013

  • Выбор электродвигателя. Расчет тихоходной и быстроходной ступени прямозубых цилиндрических передач. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений. Технологический процесс сборки редуктора.

    курсовая работа [493,3 K], добавлен 03.06.2015

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014

  • Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.

    курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010

  • Кинематическая схема привода ленточного конвейера. Расчет зубчатой передачи на прочность. Геометрический расчет передачи быстроходной и тихоходной ступеней. Ориентировочные размеры элементов корпуса цилиндрического редуктора. Передаточное число редуктора.

    курсовая работа [521,5 K], добавлен 20.10.2011

  • Проектирование и кинематический расчет электродвигателя редуктора двухступенчатого соосного двухпоточного с внутренним зацеплением тихоходной ступени. Расчет быстроходной ступени привода, валов редуктора, подбор и проверочный расчет шпонок, подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.05.2009

  • Кинематический расчет привода ленточного транспортёра, состоящего из частей: цилиндрического редуктора, электродвигателя, приводного вала с барабаном и двух муфт. Подбор и расчет муфт. Выбор смазочных материалов. Конструирование корпусных деталей.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 29.07.2010

  • Проведение выбора электродвигателя, материалов шестерен и колес, смазки, муфт, определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, ведомого и ведущего валов, подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 29.07.2010

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.

    курсовая работа [347,0 K], добавлен 27.09.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.