Проектирование редуктора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Введение

привод зубчатый передача

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.

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

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы. Рассмотрим одноступенчатый цилиндрический редуктор с внутренним зацеплением.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И кинематический расчет привода

Pn=5 кВт — мощность на эксцентрике 2.

n3 — частота вращения эксцентрика 2.

Определяем КПД привода:

КПД зубчатой закрытой передачи ззп=0,97

КПД подшипников зпк=0,99

КПД клиноремённой передачи зр=0,96

Тогда требуемая мощность двигателя:

Из справочника выбираем двигатель мощностью Рдвn, т. е. Рдв=5,5кВт

По данным табл. П1 [1, с. 390]. «Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19 523–81)». Рассматриваем электродвигатели 3-х марок.

Рассматриваем двигатели с синхронной частотой вращения nc:

nc, мин-1

1000

1500

S, %

3,3

3

nн, мин-1

970

1455

Передаточное отношение привода:

Из справочника для цилиндрической передачи передаточное отношение 3−6,3

Принимаем iр = 3, iзп = 4iпр= iр . iзп = 12 — передаточное отношение привода

Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя:

Выбираем электродвигатель 4А132S6У3, номинальная мощность двигателя Pдв=5,5 кВт, синхронная частота вращения nс=1000 мин-1., номинальная частота вращения nдв. ном=970 мин-1, скольжение S=3,3%

Производим уточнение передаточных чисел:

Из справочника для зубчатой передачи iзп = 5, тогда

Находим частоты вращения различных валов:

— частота вращения вала двигателя

— частота вращения ведущего вала

— частота вращения ведомого вала

— удовлетворяет условию.

Определяем угловые скорости:

— угловая скорость ведомого вала

— угловая скорость ведущего вала

— угловая скорость вала двигателя

Мощности на валах:

Определяем вращающие моменты:

Момент двигателя:

на валу шестерни:

на валу колеса:

2. Расчет клиноремённой передачи

nдв. ном=970 мин-1 — частота вращения ведущего (меньшего) шкива

Pпередав. = 5259 Вт

iрем = 2. 98 — передаточное отношение

s = 0. 015 — скольжение ремня.

1. По номограмме выбираем сечение клинового ремня: Б

Технические данные:

lр= 14 мм, А = 1. 38 см2, w = 17 мм

2. Вращающий момент Т = 67. 1. 103 Н. мм

3. Определяем диаметр ведущего шкива d1, мм:

С учётом того, что d1 не должен быть меньше 125 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы на 1−2 порядка выше d1min. Принимаем d1= 140 мм.

4. Диаметр ведомого (большего) шкива d2, мм:

Ближайшее стандартное значение из таблицы: d2 = 400 мм

5. Уточняем действительные передаточные отношения:

.

Проверим отклонение

6. — минимальное межосевое расстояние.

Ориентировочное межосевое расстояние принимается в 2−3 раза больше полученного.

Принимаем = 800 мм

7. Расчётная длина ремня

Из таблицы находим ближайшее стандартное значение l = 2500 мм.

8. Уточняем действительное межосевое расстояние:

a = 815.7 мм — действительное межосевое расстояние.

Рекомендуется обеспечить уменьшение a на 0. 01 l, для обеспечения одевания ремня на шкив, увеличение a на 0. 025 l для увеличения натяжения ремней.

9. Угол охвата меньшего шкива:

10. Определяем линейную скорость ремня, м/с: при n1 = 970 об/мин

11. Частота пробегов ремня U, с-1:

12. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём:

Для сечения Б базовая длина ремня Lб = 2500 мм

5 м/с — 2. 17 кВт

10 м/с — 3. 72 кВт

Предполагаем, что функция между точками линейна, тогда по линейной интерполяции:

— коэффициент длительности работы и динамичности нагрузки (умеренная нагрузка)

— коэффициент угла обхвата (= 161. 80)

— коэффициент влияния относительной расчётной длины к базовой.

13. Сила предварительного натяжения одного ремня F0, Н:

14. Окружная сила, передаваемая комплексом ремней Ft, Н:

15. Сила натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей одного ремня, Н:

16. Сила давления на вал комплекта ремней:

17. Ширина шкивов Bш, мм: для сечения Б: е = 19, f = 12. 5

18. Рабочий ресурс клиноременной передачи H0, ч:

— базовое число циклов (для сечения Б)

— длина ремня

— коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

(при постоянной нагрузке)

где — напряжение растяжения

напряжение изгиба

напряжение от центробежных сил

3. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

Шестерня: сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230;

Колесо: сталь 45, термическая обработка — улучшение, НВ 200.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем по таблице, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор. Примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колёс, так как со стороны клиноремённой передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая деформацию и ухудшение контакта зубьев:

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов:

[1, табл.3. 2]

где — предел выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с поверхностью зубьев менее НВ 350 и термической обработкой нормализацией

; [1, с. 390]

Коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали принимают[SH]=1. 1~1,2

Принимаем [SH]=1.1.

Следовательно, расчетное допускаемое контактное напряжение:

[1, табл.3. 2]

Мощность на валу эксцентрика (на ведомом валу редуктора): Pв= 5. 05 кВт

Принимаем коэффициент ширины венца: =0. 4

Межосевое расстояние для передачи с внутренним зацеплением:

Для косозубых передач Ка=43; =5

Определяем межосевое расстояние:

Ближайшее значение aw из единого ряда по ГОСТу: aw =200 мм.

Окружной модуль зацепления

mn = (0. 010. 02) aw = (0. 010. 02)200 = 24 мм

Принимаем по ГОСТ 9563–60* mn=2.5 мм [1, с. 36]

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев:

; [3, с. 213]

Принимаем z1=26;

z2=z1•iред=26•5=130;

Принимаем z2=130;

Уточняем значение угла наклона зубьев:

=12. 83 8570

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительных окружностей:

шестерни

[3, с. 203]

колеса

Проверка межосевого расстояния

.

Диаметры вершин зубьев

da1=d1+2mn=66. 67 + 2•2. 5=71. 67, мм

da2=d2+2mn=333. 33 + 5=338,33 мм

Ширина колеса [3, с. 213]

ширина шестерни.

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

При v < 10 м/с для цилиндрических косозубых передач принимаем восьмую степень точности. [2, табл.4. 7]

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

.

Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешности зацепления и деформации зубьев KH при bd=1. 28 твердости НВ350 и несимметричности расположения колёс (из-за натяжения клиноремённой передачи) KH 1,162 [1, табл.3. 5]

Для прямозубых колес при v<5 м/с, НВ350 и восьмой степени точности динамический коэффициент, учитывающий поправку на скорость KHv=1,0

Для косозубых колес при v = 1. 14 м/с коэффициент KH=1. 07 [1, табл.3. 4]

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений КН=1. 162•1. 07•1=1. 244

Проверка контактных напряжений:

[3, с. 211]

; 426 МПа < 454.5 МПа

Условия прочности выполняются.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба для прямозубых передач:

. [3, с. 210]

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и ее динамическое действие.

Значение KF при bd=1. 28 твердости НВ350 и несимметричности расположения колёс относительно опор (из-за натяжения клиноремённой передачи) KF 1,332 [1, табл.3. 7]

Коэффициент динамичности KFv при восьмой степени точности, твердости НВ350 и окружной скорости до 3 м/с — KFv=1,1 [1, табл.3. 8]

Следовательно,

.

YF — коэффициент, учитывающий форму зуба, зависящий от эквивалентного числа

зубьев zv:

методом линейной интерполяции: YF1=3,86

YF2=3.6 (при zv > 110)

Допускаемое контактное напряжение.

Коэффициент безопасности.

учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1. 75. Для стали 45 улучшение, при твердости НВ350.

Для шестерни;

Для колеса [1, табл.3. 9]

учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 (для поковок и штамповок). [1, с. 44]

Следовательно,.

Допускаемое напряжение:

.

Проверку на изгиб следует проводить для того колеса, для которого отношение меньше. Найдём эти отношения:

Для шестерни

Для колеса

Рассчитываем напряжение изгиба для колеса.

Условие прочности выполнено.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:

[1, с. 161]

Допускаемое напряжение на кручение: для ведущего вала [к1]=20 МПа (Н/мм2),

учитывая то, что ведомый вал испытывает изгиб от натяжения клиноремённой передачи;

для ведомого вала [к2]=25 МПа (Н/мм2);

Тк — крутящий момент, Нмм.

Ведущий вал

Принимаем диаметр выходного конца вала из стандартного ряда R40 (ближайшее большее): = 34, мм

Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 40 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение: [к]=25 МПа

Принимаем dB2=55 мм. Диаметр вала под подшипниками dп2=60 мм, под зубчатым колесом dк2=65 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня: d1=66. 67 мм, da1=71. 67 мм, b1=85 мм.

Колесо кованое: d2=333. 33 мм, da2=338. 33 мм

Диаметр ступицы:.

Длина ступицы Принимаем = b2=80 мм.

Толщина обода: д0=(2. 5~4)mn=6,25~10 мм. Принимаем д0=10 мм

Толщина диска С=0. 3. b2 =0. 3. 80= 24 мм. Принимаем С=24 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: [1, табл. 10. 2]

. Принимаем =8 мм.

. Принимаем 1=8 мм.

Толщина фланцев корпуса:

Верхний пояс корпуса: b=1,5• =1,58=12 мм.

Нижний пояс корпуса: р=2,35•1=2,35•8=18,8 мм, принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

1) Фундаментных: d1=(0,03~0,036)aw+12=18~19.2 мм. Принимаем болты с резьбой М20.

2) Соединяющих крышку с корпусом: d3=(0,5~0,6)d1=10~12 мм, принимаем болты с резьбой М12.

Толщина ребер у основания корпуса: m=(0,85~1)д=4,6~6 мм, принимаем m=8 мм.

7. первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Учитывая расстояние аw=200 мм вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары — окунанием (погружением зубчатого колеса в масло).

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии для шестерни и легкой серии для колеса:

Условное обозначение подшипника

d

D

B

r

Грузоподъемность, кН

мм

мм

мм

мм

динамическая С

статическая С0

308

40

90

23

2,5

31. 3

22. 3

212

60

110

22

2,5

40. 3

30. 9

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

8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал

Из расчета редуктора Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н

из первого этапа компоновки редуктора l1= l2=78 мм

Плоскость xz:

а) Определяем опорные реакции:

Проверка:

Верно.

----б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 0,1,2:

Плоскость yz:

Проверка: Верно

Суммарные реакции:.

.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии 308. Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:

[1, с. 212],

радиальная нагрузка на подшипник Pr=2565, H;

осевая сила, действующая в зацеплении = 1044, Н

где V- коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;

kб=1.3 — коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9. 19]

kT, — температурный коэффициент, при рабочей температуре Т?125° С kT=1 [1, табл.9. 20]

Отношение e = 0,25

Отношение X=0. 56, Y=1. 78

Номинальная долговечность подшипника, млн. об. :

[1, c. 211]

где С — динамическая грузоподъемность, Рэ — эквивалентная нагрузка, р=3 — для шарикоподшипников.

Номинальная долговечность в часах:

[1, c. 211]

Ресурс подшипника 22 710 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.

Ведомый вал

На тихоходный вал действуют такие же силы, как и на ведущий: Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н

Найдем силу действия эксцентрика на вал:

Частота вращения эксцентрика n=65, w = 6. 81 рад/с

Примем диаметр эксцентрика = диаметру зубчатого колеса dэкс = 338 мм.

Rэкс = 338/2= 169 мм = 0. 169 м.

,, ,

Из первого этапа компоновки редуктора l2=78 мм.

1. Плоскость xz:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси z в характерных сечениях -0,1,2:

2. Плоскость yz:

а) Определяем опорные реакции:

Проверка: Верно

Суммарные реакции:.

[1, с. 212]

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии 212

Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:

[1, с. 212],

где радиальная нагрузка на подшипник Pr=5494, H;

осевая сила, действующая в зацеплении = 1044, Н

где V- коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;

kб=1.3 — коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9. 19]

kT, — температурный коэффициент, при рабочей температуре Т?125° С kT=1 [1, табл.9. 20]

Отношение e = 0,23

Отношение X=1, Y=0

Номинальная долговечность подшипника, млн. об. :

[1, c. 211]

где С — динамическая грузоподъемность, Рэ — эквивалентная нагрузка, р=3 — для шарикоподшипников.

Номинальная долговечность в часах:

[1, c. 211]

Ресурс подшипника 46 010 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.

Данные подшипники после отработки редуктора рекомендуется демонтировать и использовать при ремонтных работах.

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233–78.

10. проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными краями. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23 360–78. [5, табл. К42]

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Условие прочности:

. [1,с170]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см]=100 120 МПа, при чугунной [см]=5070 МПа.

Ведущий вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи. d=34 мм; сечение шпонки bхh=10×8мм, t1=5 мм, длина шпонки l=56 мм., момент на ведущем валу Т1=152•103 Н•мм

Условие прочности выполнено.

Ведомый вал.

1) Проверяем шпонку под эксцентриком, так как она более нагружена (меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

d=55 мм; сечение шпонки bxh=16×10 мм, t1=6 мм; длина шпонки l=63 мм, момент на ведомом валу Т2=742,1•103 Н•мм:

.

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности см< [см] выполнено.

2) Проверяем шпонку под зубчатым колесом. d=65 мм; сечение шпонки bxh=20×12 мм, t1=7.5 мм; длина шпонки l=70мм, момент на ведомом валу Т2= 742,1•103 Н•мм:

Условие прочности шпоночного соединения см< [см].

11. уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

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

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно целое с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

По таблице [1, табл.3. 3] при диаметре заготовки до 90 мм (da1=50,5 мм) среднее значение В=780 Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:.

Сечение A — A

Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, [1, с. 164]

где амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

. [2, с. 164]

При d=34 мм, b=10 мм, t1=5 мм, момент сопротивления кручению сечения вала для валов с одним шпоночным пазом:

[2, табл.8. 25]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Принимаем эффективный коэффициент концентраций напряжений для данного сечений вала со шпоночным пазом k=1,68 [1,табл.8. 5]

Масштабный фактор для касательных напряжений =0,75. [1,табл.8. 5]

Коэффициент =0,1 — для углеродистых и легированных сталей [1,с. 162]

.

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется: s?[s].

Изгибающий момент от консольной нагрузки в сечении, А — А при длине посадочной части l=63 мм, при:

Осевой момент сопротивления сечения изгибу: [2, с. 164]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

При отсутствии осевой нагрузки уm=0: [1, с. 163]

,

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].

Так как коэффициент запаса прочности получился большим, то проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала — сталь 45 нормализованная; В=570 МПа. [1, табл.3. 3] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d=65 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Крутящий момент: T3=742.1 Н. мм = 1. 49, = 1. 59

Масштабные факторы находим методом линейной интерполяции:

Коэффициенты =0,15, =0.1.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивления кручению:

Амплитуда и среднее значение касательных напряжений отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

, [2, с. 164]

При отсутствии осевой нагрузки уm=0. [1, с. 163]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, [1, с. 162]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, [1, с. 164]

[2, с. 164]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

, [2, с. 164]

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].

Сечение К-К. Концентрацию напряжений обуславливает посадка подшипника с гарантированным натягом и наличием больших изгибающих моментов.

При d=30 мм, b=10 мм, t1=5 мм, для сплошных валов полярный момент сопротивления сечения:; [2, табл.8. 25]

осевой момент сопротивления сечения:

Принимаем значения и для посадок с гарантированным натягом при d=30 мм и В=780 МПа;; [1,табл.8. 7]

Коэффициент =0,1 [1,с. 162]

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности, при Ra=0,32~2,5 мкм принимают в=0,97~09; Принимаем в=0,95.

где амплитуда и среднее значение касательных напряжений от нулевого цикла:

, [2, с. 164]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

, [2, с. 164]

Мсеч — суммарный изгибающий момент рассматриваемого сечения:

МА-А=

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, [1, с. 164]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, [1, с. 162]

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].

12. посадки зубчатого колеса, подшипников и втулок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными [1,табл. 10. 13]

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/r6 по ГОСТ 25 347–82. Посадка стакана под подшипники качения в корпус Н7/h7. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения в корпусе под наружные кольца по Н7. Распорная втулка на быстроходном валу Н7/h6, на тихоходном валу E9/k6

13. АНАЛИЗ ПОСАДОК

Соединение вал-ступица зубчатого колеса.

Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку 40 Н7/r6

Находим предельные отклонения

для отверстия 40 Н7 ES=+25 мкм.

EI= 0 мкм.

для вала 40 r6 es= +50 мкм.

ei= +34 мкм.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

Dmax= D + ES = 40 + 0. 025 =40,025 мм

Dmin= D + EI = 45 мм

dmax = D + es = 40 + 0,050=45. 050 мм

dmin = D + ei = 45 + 0,034=45. 034 мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

TD=ES — EI = 25−0=25 мкм

Td= es — ei = 50 — 34=16 мкм

Вычисляем предельные значения натягов

Nmax = es — EI =50−0=50 мкм

Nmin = ei- ES = 34−25 = 9 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei. Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.

Определяем допуск натяга

TN = TD+Td =25 + 16 = 41 мкм

Соединение вала со ступицей колеса выполнено по посадке с гарантированным натягом 41 мкм. Посадка выполнено в системе отверстия.

Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei. Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.

Рассмотрим посадку распорной втулки на ведущем валу.

Находим величины предельных отклонений для отверстий Ш 30 H7 ES= + 21 мкм EI= 0 мкм для вала Ш 30 h6 es = 0 мкм

ei = -13 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei. Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

Dmax= D + ES = 30 + 0,021 =30,021 мм

Dmin= D + EI = 30 + 0 =30 мм

dmax = D + es = 30 + 0=30 мм

dmin = D + ei = 30 — 0,013=29,987 мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

TD=ES — EI = 21−0 = 21 мкм

Td= es — ei = 0+13=13 мкм

Вычисляем предельные значения зазоров

Smax = ES-ei = 21 + 13 = 34 мкм

Smin = EI-es = 0 — 0 = 0 мкм

Определяем допуск зазора

TS = TD+Td =21 + 13 = 34 мкм

Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с гарантированным зазором: отверстие Ш 30 Н7 выполнено в системе вала, а вал Ш 30 h6 выполнен в системе отверстия.

Рассмотрим посадку шпоночного соединения выходного конца ведомого вала с полумуфтой:

Находим приложение величин предельных отклонений

для шпонки 8 h9 es = 0 мкм

ei = -36 мкм

для паза втулки и вала 8 Р9 ES= -15 мкм

EI= -51 мкм

Соединение

Вычисляем предельные размеры

для ширины шпонки

dmax = D + es = 8+ 0=8 мм

dmin = D + ei = 8−0,036=7,964 мм

для паза втулки и паза вала

Dmax= D + ES = 8 — 0,015 = 7,985 мм

Dmin= D + EI = 8 — 0,051 = 7,949 мм

Определяем величины допусков

для шпонки

Td = es — ei = 36 мкм

для паза втулки и паза вала

TD = ES-EI = -15+51 = 36 мкм

Вычисляем предельные значения зазоров и натягов для соединения шпонки с пазом втулки и пазом вала.

Nmax = es — EI = 51 мкм

Smax = ES-ei =-15+36= 21 мкм

Данная посадка может быть как с натягом так и с зазором, т. е. посадка переходная в системе вала.

Допуск зазора и натяга

TS=TN=TD+Td=36+36=72 мкм

14. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение цилиндрического колеса примерно на (0,5…5)m соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм. Расстояние от поверхности колеса до дна ванны не меньше двухкратной толщины стенки корпуса. [4,с. 53]

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,255,681,42 дм3. [1,с. 321]

Устанавливаем вязкость масла для ванн зубчатых редукторов. [4,табл. 51]

При контактных напряжениях Н=382,9 МПа и скорости v=7,19 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 50=55 мм2/с. Принимаем масло индустриальное И-50А. [4,табл. 53]

Смазка подшипниковых узлов на валу колеса производится этим же маслом при разбрызгивании его зубчатой передачей.

Смазка подшипниковых узлов на валу шестерни производится пластичным смазочным материалом — солидол синтетический (ГОСТ 4366−76). [1,табл.9. 14] Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи смазочного материала применяется пресс-масленка, смазку подают под давлением специальным шприцом.

15. сборка редуктора

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

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

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100С. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, прикручивая ее винтами.

На ведущий вал насаживают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до 80−100С и распорную втулку. Затем устанавливают стакан и второй подшипник. Закрепляют подшипники шлицевой гайкой и устанавливают стакан в корпус редуктора. После этого на ведущий вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки и закрепляют крышки болтами.

Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробку отдушину, приворачивают фонарный маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним зацеплением.

Подводя результаты нужно сказать, что расчеты передач по таким критериям, как металлоемкость, габаритные размеры, технологичность изготовления, экономические показатели и конечно компоновка привода дает возможность принять оптимальное решение при выборе типа редуктора.

В результате приобретенные навыки и опыт проектиравания механизмов обшего назначения станет базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проекту.

Список используемой литературы

Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.

Чернилевский Д. В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. К.: Высшая школа, Головное издательство, 1987 г. -328с.

Мовнин М. С. Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982 г. -288с.

Цехнович Л.И., Петреченко И. П. Атлас конструкций редукторов. К.: Выща школа, 1990. -151с.

Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. сказ, 1999 г. — 454с.

Воронов В. Р. Примеры анализа посадок. Томск, Изд. ТПУ1989−32 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой