Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ
ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ГЕОЛОГОРАЗВЕДОЧНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ СЕРГО ОРДЖОНИКИДЗЕ МГРИ-РГГРУ
КАФЕДРА МЕХАНИКИ И ИНЖЕНЕРНОЙ ГРАФИКИ
Пояснительная записка к проекту по
деталям машин
Расчёт одноступенчатого
цилиндрического редуктора
Москва 2014
Задание на проектирование
Спроектировать привод шахтного ленточного конвейера с подробным расчетом
редуктора по следующим данным:
полезное усилие на ленте конвейера - F=2 (кН);
скорость ленты конвейера - V=1,5(м/с);
диаметр ведущего барабана конвейера - D =0,3(м);
срок службы привода - L=7 (лет);
коэффициент использования механизма в году - Кгод=0.6 ;
коэффициент использования механизма в сутках - Ксут=0.7 ;
Кинематическая схема и график нагружения приведены ниже.
Рис. 1
Введение
Конструирование машин - творческий процесс со свойственными ему
закономерностями построения и развития. Основные особенности этого процесса
состоят в многовариантности решения, необходимости согласования принимаемых
решений с общими и специфическими требованиями, предъявляемыми к конструкциям,
а также с требованиями соответствующих государственных стандартов,
регламентирующих термины, определения, условные обозначения, систему измерений,
методы расчета и т. п.
Детали, узлы, машины изготовляют по чертежам, выполненным на основе
проектов - совокупности расчетов, графических материалов и пояснений к ним,
предназначенных для обоснования и определения параметров конструкции
(кинематических, динамических, геометрических и др.), ее производительности,
экономической эффективности. Для особо ответственных конструкций проект
дополняют макетом или действующей моделью .
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой
студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и
общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы
проектируемых деталей; и 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; и выбор материалов; и процесс сборки и
разработки конструкций; и многое другое.
Таким образом достигаются основные цели этого проекта:
— овладеть техникой разработки
конструкторских документов на различных стадиях проектирования;
— приобрести навыки самостоятельного
решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные
результаты;
— научиться работать со стандартами,
различной инженерной, учебной и справочной литературой;
— уметь обоснованно защитить проект.
В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и
механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по
специальным дисциплинам и дипломного проекта .
1. Кинематический расчет
.1 Выбор электродвигателя
Привод состоит из электродвигателя, муфты, одноступенчатого редуктора и
цепной передачи. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил
вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в
зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в цепи с роликами. Ввиду этого
мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на
величину потерь.
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту
вращения выходного вала редуктора.
Мощность на выходном валу редуктора определяется по формуле:
,
где
F - окружная сила на барабане конвейера, F =
2000 Н;
V - скорость
движения ленты , V = 1,5 м/с.
= 3 кВт
Требуемая
мощность электродвигателя определяется по формуле
,
где з - КПД привода.
Определим общий к.п.д. привода
где
- к.п.д. муфты
- к.п.д
закрытой цилиндрической передачи
- к.п.д.
одной пары подшипников качения
- к.п.д
цепной передачи
Получим
= 3,45
кВт.
По
ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности кВт
выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А
закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1000 об/мин
4А112MB с параметрами Рдв = 11 кВт и асинхронной
частотой вращения nн=750 об/мин.
Определяем
передаточное отношение привода
где
- асинхронная частота вращения вала двигателя;
- частота
вращения вала приводного барабана.
Определяем
частоту вращения вала приводного барабана:
,
где
D -диаметр барабана:
=
127,4об/мин.
Получим:
по
стандартному ряду принимаем передаточное число цилиндрической передачи , тогда передаточное число цепной передачи равно:
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на
валах привода
Определение мощности на валах
(кВт)
(кВт)
(кВт)
Определение
частот вращения валов (об/мин)
(об/мин)
(об/мин)
Определение
угловых скоростей вращения валов
(рад/с)
(рад/с)
(рад/с)
(рад/с)
Определение
вращающих моментов на валах
(Нм)
(Нм)
(Нм)
(Нм)
2.
Расчет цилиндрической передачи
Так
как передача не является тяжело нагруженной и не предъявляется высоких
требований к размерам, для изготовления зубчатых колес используем сравнительно
дешёвые марки стали. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их
прирабатываемости твердость шестерён назначаем больше твёрдости колёс.
Сталь
в наше время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В качестве
материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88.
Термообработка колеса - улучшение, твердость НВ200; для шестерни так же сталь
45 ГОСТ 1050-88, термообработка шестерни - улучшение, твердость на поверхности HB230.
Определяем
допускаемые контактные напряжения:
,
где
- предел контактной выносливости:
МПа;
МПа;
ZR-
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, ZR =
0,9;
ZV-
коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, ;
SH-
коэффициент запаса прочности, SH = 1,1;
ZN-
коэффициент долговечности:
,
где
NHG- число циклов, соответствующее перелому кривой
усталости:
;
;
NНЕ- эквивалентное число циклов:
,
где
Nk- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:
,
часов -
фактический срок службы
,
.
,
;
;
,
т.
к. > и > , то и ,
следовательно и .
МПа;
МПа.
Расчёт
будем вести по меньшему значению допускаемого контактного напряжения.
Определяем
допускаемые напряжения изгиба:
,
где
- предел контактной выносливости:
МПа;
МПа;
YR-
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, YR =
1;
YA-
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, YA= 1;
SF-
коэффициент запаса прочности, SF = 1,7;
YN-
коэффициент долговечности:
,
где
YFG- число циклов, соответствующее перелому кривой
усталости, ;
YFЕ- эквивалентное число циклов:
,
, т. к. >, то ;
, т. к. >, то ;
;
МПа;
МПа.
Проектный
расчёт:
Межосевое
расстояние:
где
= 49.5 - вспомогательный коэффициент для прямозубых
передач;
-
передаточное отношение ступени;
-
вращающий момент на тихоходном валу передачи;
= 0,25 -
коэффициент ширины венца колеса;
- среднее
допускаемое контактное напряжение;
= 1.25
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
(мм)
Принимаем
=180 мм
Модуль
зацепления
принимаем
стандартное среднее значение
(мм)
Принимаем
=45 мм =50 мм
Суммарное
число зубьев шестерни и колеса:
Определим
число зубьев шестерни
тогда
число зубьев колеса
Определим
фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами
зубьев колес
Определим
размеры колёс
Делительный
диаметр
(мм)
(мм)
Проверка:
(мм)
Диаметр
вершин зубьев
(мм)
(мм)
Диаметр
впадин зубьев
(мм)
(мм)
Проверочный
расчет цилиндрической передачи редуктора:
Проверяем
контактные напряжения
где
= 376 - вспомогательный коэффициент
-
окружная сила в зацеплении;
-
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
-
коэффициент, динамической нагрузки
- ширина
венца зубчатого колеса;
-
делительный диаметр зубчатого колеса
Выбора
коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и степени
точности передачи
Окружная
сила в зацеплении
где
- вращающий момент на быстроходном редуктора
(Н)
Окружная
скорость колеса:
где
- угловая скорость тихоходного вала редуктора
(м/с)
=1,1 (по
таблице)
= 1,1 (по
таблице)
Получим:
(Н/мм2)
Вывод:
зубчатая передача редуктора является недогруженной, что находится в пределах
допускаемых значений, т.е. условие прочности выполнятся.
Определение
сил в зацеплении закрытой передачи:
Окружная
сила:
где
- вращающий момент на быстроходном валу;
-
делительный диаметр шестерни.
(Н)
Радиальная
сила:
где
=200 - угол зацепления;
(Н)
Осевой силы не возникает, так как зацепление прямозубое.
3. Компоновка редуктора
.1 Проектные расчеты валов
В качестве материала для изготовления валов редуктора принимаем сталь 40Х
ГОСТ 4543-71.
Предварительно определяем диаметры валов
Быстроходный вал:
Диаметр конца вала под полумуфту:
где
- крутящий момент, передаваемый валом;
=17 Н/мм2
- допускаемые контактные напряжения
(мм)
принимаем (мм)
Далее
по формулам определим размеры других ступеней вала, принимая t=2 и
r = 2.
Длина
конца вала:
(мм)
Диаметр
ступени под подшипники:
(мм)
принимаем
Длина
ступени под подшипники:
(мм)
Диаметр
вала за подшипником:
(мм)
Тихоходный
вал:
Аналогично
проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2,5; r
=2,5 ; =20 Н/мм2
Диаметр
конца вала под полумуфту:
(мм)
принимаем (мм)
Длина
конца вала:
(мм)
Диаметр
ступени под подшипники:
(мм)
Длина
ступени под подшипники:
(мм)
Диаметр
вала за подшипником:
(мм)
принимаем
(мм)
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
В качестве опор быстроходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники
тяжелой серии (Подшипник 407 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор».
Параметры подшипника
dxDxB=35x100x25
для
которого кН, кН.
В
качестве опор выходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжёлой
серии (Подшипник 410 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры
подшипника
dxDxB=50x130x31
для
которого кН, кН.
3.3
Конструирование зубчатого колеса
Для
мелкосерийного производства примем вид заготовки для изготовления зубчатого
колеса - круглый прокат.
.
Ширина ступицы:
мм.
.
Диаметр ступицы:
мм.
.
Ширина торцов зубчатого венца:
мм.
.
Ширина фаски:
мм.
Рис.
2
3.4
Определение консольных сил, действующих на валы
В
данном приводе консольную нагрузку определяет муфта, соединяющая редуктор с
электродвигателем.
Консольная
сила от муфты:
где
= 87.5 Нм - крутящий момент на быстроходном валу;
привод зубчатый вал электродвигатель
4. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников
Крышки подшипников изготавливаем из чугуна марки СЧ15. В редукторе используем
привертные крышки. Для изготовления крышки примем следующие основные параметры
Толщина стенки фланца крышки - 8 мм;
Диаметр болтов, крепящих крышки (для сокращения номенклатуры крепежных
изделий примем для всех крышек одинаковые болты) - М8;
Количество болтов, крепящих крышки - 6 шт;
Ширина
фланца крышек: мм;
Заготовки
для корпусных деталей получают методом литья, материал СЧ15. Редуктор выполняем
разъемным, состоящим из корпуса и крышки, плоскость разъема проходит через оси
валов.
Определим
толщину стенок корпуса:
мм.
принимаем
Плоскости
стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягаем дугами радиусом 4
мм.
Ширина
стенки прилива, в котором расположены подшипники:
мм.
Длина
подшипникового гнезда - 40 мм.
Для
увеличения жесткости прилив укрепляем ребром жесткости толщиной 10 мм.
Диаметр
болтов крепления крышки - мм.
Для
соединения крышки и корпуса используем болты с шестигранной головкой. Ширина
фланца для размещения головок болтов подшипниковых гнезд - мм, для размещения головок болтов соединяющих фланцы
крышки и корпуса - мм.
Диаметр
фиксирующих штифтов
мм.
Диаметр
болта крепления редуктора к раме
.
Количество
болтов - 4 шт.
Для
транспортировки редуктора на крышке предусмотрены проушины, отлитые заодно с
крышкой.
Дно
корпуса имеет уклон 1° в сторону сливного отверстия, кроме того у самого
отверстия имеется местное углубление.
5.
Проверочный расчёт шпоночных соединений
Призматические
шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Выберем
и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под
посадку колеса равен 60 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ
10748-79 с параметрами :
bxhxt1=18х11х7 и
l=70 мм
Условие
прочности:
Ft-
окружная сила на колесе, Н;
- площадь
смятия;
-рабочая
длина шпонки;
l-полная длина
шпонки;
b,h.t-
стандартные размеры.
;
;
условие
прочности выполняется.
Проверим
шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под посадку
полумуфты равен 30 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79
с параметрами :
bxhxt1=8х7х4 и l=40
мм
Условие
прочности:
Fм- сила воздействия муфты на вал, Н;
- площадь
смятия;
-рабочая
длина шпонки;
l-полная длина
шпонки;
b,h.t- стандартные
размеры.
;
;
условие
прочности выполняется.
6.
Расчёт цепной передачи
Определяем
шаг цепи:
где
- вращающий момент на ведущем валу;
-
коэффициент эксплуатации;
- число
рядов цепи;
- число
зубьев ведущей звездочки;
принимаем
=30 (по таблице)
=30 Н/мм2-
допускаемое давление в шарнирах цепи
где
=1 - коэффициент, зависящий от динамичности нагрузки;
= 1,5 -
коэффициент, зависящий от способа смазки;
= 1 -
коэффициент, зависящий от положения передачи;
= 1 -
коэффициент, зависящий от способа регулировки межосевого
расстояния;
=1 -
коэффициент, зависящий от режима работы
(мм)
Принимаем
большее значение шага цепи для получения необходимого запаса прочности цепи (мм)
Принимаем
однорядную роликовую цепь ПР-25.4-5670 ГОСТ 13568 -75.
Число
зубьев ведомой звездочки:
Фактическое
передаточное отношение:
,
Оптимальное
межосевое расстояние:
где
- стандартный шаг цепи
(мм)
Межосевое
расстояние в шагах:
где
- межосевое расстояние;
Число
звеньев цепи:
где
-межосевое расстояние в шагах;
- число
зубьев ведущей звездочки;
- число
зубьев ведомой звездочки;
Принимаем
четное количество звеньев
Уточняем
межосевое расстояние в шагах:
Определяем
фактическое межосевое расстояние:
(мм)
Так
как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 ,то для этого при монтаже предусматриваем возможность
уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005.
Определим длину цепи:
(мм)
Определяем
диаметры звёздочек:
Диаметр
делительной окружности ведущей звёздочки:
(мм)
Диаметр
делительной окружности ведомой звёздочки:
(мм)
Диаметр
окружности выступов ведущей звёздочки:
где
=0,7 - коэффициент высоты зуба; - коэффициент числа зубьев;
-
геометрическая характеристика зацепления
где
=7.95- диаметр ролика шарнира
Коэффициент
числа зубьев ведущей звёздочки:
Коэффициент числа зубьев ведомой звёздочки:
(мм)
Диаметр
окружности выступов ведомой звёздочки:
(мм)
Диаметр
окружности впадин ведущей звёздочки:
(мм)
Диаметр
окружности впадин ведомой звёздочки:
(мм)
Проверяем
частоту вращения меньшей звездочки:
где
- частота вращения тихоходного вала редуктора;
-
допускаемая частота вращения
(об/мин)
Число
ударов цепи о зубья звездочек:
где
- расчетное число ударов цепи;
-
допускаемое число ударов
(с -1)
Фактическая
скорость цепи:
(м/с)
Окружная
сила, передаваемая цепью:
где
- мощность на ведущей звездочке
(Н)
Давление
в шарнирах цепи:
где
- площадь поверхности опорной поверхности шарнира
где
- ширина внутреннего звена
(мм2)
(Н/мм2)
Прочность
цепи удовлетворяется соотношением
где
- расчетный коэффициент запаса прочности;
-
допускаемый коэффициент запаса
где
- разрушающая нагрузка цепи, кН;
-
предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;
-
натяжение цепи от центробежных сил
где
= 3 - коэффициент провисания = 2.6- масса одного метра цепи, кг/м;
-
межосевое расстояние, м
-
ускорение свободного падения
(Н)
где
- фактическая скорость цепи
(Н)
Сила
давления цепи на вал:
где
= 1,15 - коэффициент нагрузки вала
(Н)
Вывод:
Принятая цепь типа ПР-25.4-5670 ГОСТ 13568 -75 пригодна по условию для
использования в проектируемом приводе. Прочность цепи обеспечена.
7.
Проверочный расчет подшипников качения
Рис.
3 Быстроходный вал:
Исходные
данные:
Ft =
2430 Н
Fr =
875 Н
T = 87.5 Н∙м
Fм = 935 Н
a = 55 мм
b = 55 мм
c = 65 мм
.
Горизонтальная плоскость:
а)
Определяем реакции опор:
;
;
Н;
;
;
Н.
б)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н∙м;
Н∙м;
;
.
Вертикальная плоскость:
a) Определяем
реакции опор:
;
;
Н∙м;
;
;
Н∙м.
б)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н∙м;
;
;
.
Строим эпюру крутящих моментов:
Н∙м.
.
Определяем суммарные реакции:
Н;
Н.
.
Определяем суммарный изгибающий момент в сечении с максимальными изгибающими
моментами:
Н∙м.
.
Определяем номинальную долговечность работы подшипников:
,
где
С - динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 43600 Н;
Р
- эквивалентная нагрузка;
р
- показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Осевой
силы не возникает, поэтому
,
где
Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
Кб
= 1;
-
наибольшая реакция в подшипнике;
Н.
=69025 ч.
Долговечность
работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник
целесообразно использовать в редукторе.
Рис.
4 Тихоходный вал.
Исходные
данные:
Ft =
2430 Н
Fr =
875 Н
T = 340 Н∙м
Fоп = 3316 Н
a = 60 мм
b = 60 мм
c = 90 мм
.
Горизонтальная плоскость:
а)
Определяем реакции опор:
;
;
Н;
;
;
Н.
б)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н∙м;
Н∙м;
;
.
Вертикальная плоскость:
a) Определяем
реакции опор:
;
;
Н∙м;
;
;
Н∙м.
б)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
;
Н∙м;
;
;
.
Строим эпюру крутящих моментов:
Н∙м.
.
Определяем суммарные реакции:
Н;
Н.
.
Определяем суммарный изгибающий момент в сечении со шпоночной канавкой:
Н∙м.
6.
Определяем номинальную долговечность работы подшипников:
,
где
С - динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 68500 Н;
Р
- эквивалентная нагрузка;
р
- показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Осевой
силы не возникает, поэтому
,
где
Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
Кб
= 1;
-
наибольшая реакция в подшипнике;
Н.
=63138 ч.
Долговечность
работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник
целесообразно использовать в редукторе.
8. Проверочный расчёт валов
Проверим тихоходный вал в сечении со шпоночной канавкой.
. Определяем напряжения в опасных сечениях вала:
а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором
амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи
:
,
где
М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,
М
= 80.7 Н·м;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала.
,
= 18650
мм3.
= 4.3
Н/мм2.
б)
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда
цикла фа равна
половине расчетных напряжений кручения фк:
,
где
Мк- крутящий момент, Мк =340 Н·м;
-
полярный момент инерции сопротивления сечения вала.
,
= 40250
мм3.
= 4.2
Н/мм2.
.
Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для
расчетного сечения вала:
,
,
где
Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,
они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и
выбираются по табл.: Ку = 1,9, Кф = 1,7;
КF-
коэффициент влияния шероховатости, выбирается по таблице, КF
= 1;
Кd
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, выбирается по
таблице, Кd = 0,67;
Кy
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения, выбирается по таблице, Кy
= 2,5.
,
.
.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
,
,
где
у-1 и ф-1
- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и
кручения, у-1
определяется по таблице, у-1 = 410
МПа, ф-1 = 0,58·у-1 =
0,58·410 = 238 МПа.
МПа,
МПа.
.
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям:
,
,
= 84.4,
=56.2.
.
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
,
где
[S] - коэффициент запаса прочности, [S] =
2.
= 46.8.
Проверочный
расчет вала показал, что данный вал удовлетворяет условиям прочности.
9.
Подбор и расчёт муфты
Для
соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выберем муфту
упругую втулочно-пальцевую.
Упругие
элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения
нагрузки между пальцами:
,
где
Т = 87.5 Н∙м - вращающий момент, Н∙м;
=12 -
диаметр пальца, мм;
= 25 -
длина упругого элемента, мм;
= 2 МПа -
допускаемые напряжения;
= 6 -
число пальцев;
=20 -
диаметр отверстия под упругий элемент, мм;
=60 -
диаметр окружности расположения пальцев, мм.
МПа
Пальцы
муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб:
,
где
МПа - допускаемые напряжения изгиба;
мм -
зазор между полумуфтами.
МПа.
10. Выбор посадок
В данном курсовом проекте кольца подшипников нагружены:
кольца, вращающиеся относительно радиальной нагрузки, подвергаясь так
называемому циркуляционному нагружению (внутренние кольца подшипников);
кольца, неподвижные относительно радиальной нагрузки, подвергаются
местному нагружению (наружные кольца подшипников;
Многолетней практикой установлено, что соединение внутренних колец должно
быть обязательно с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом
вала.
Посадки наружных колец назначают более свободными, допускающими наличие
небольшого зазора, т. к. обкатывание кольцом корпуса в этом случае не
происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно, т. к.
при этом изменяется положение зоны нагружения. Кроме этого, такое сопряжение
облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в
подшипниках и при температурных деформациях валов.
Для входного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе
по Н7.
Для выходного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе
по Н7.
11. Смазка редуктора
Смазывание редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло на
уровень, обеспечивающий их погружение на 10-15 мм.
Объём масляной ванны определяется из расчёта:
Выбор
сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и
фактической окружной скорости колес:
Таблица
1
Передача
|
Контактные напряжения Окружная скорость зубчатых передач , м/с
|
|
|
|
До 2
|
Св.2 до5
|
Св.5
|
Зубчатая
|
До 600
|
И-Г-А-32
|
И-Г-А-32
|
И-Г-Л-22
|
|
Св.600 до1000
|
И-Г-А-68
|
И-Г-А-46
|
И-Г-С-32
|
|
Св.1000
|
И-Г-А-68
|
И-Г-А-68
|
И-Г-С-46
|
Выбираем масло И-Г-А-32
При картерном смазывании передачи и окружных скоростях более 1 м/с масло
разбрызгивается зубьями колёс, а при скоростях более 3 м/с внутри корпуса
образуется масляный туман. И в том, и другом случае нет необходимости
предусматривать специальную смазку подшипников, т.к. они будут смазываться тем
же маслом, что и передачи. Именно такие скорости характерны для большинства
редукторов общего назначения.
Заключение
В ходе курсового проекта был спроектирован цилиндрический одноступенчатый
редуктор.
При кинематическом расчете передаточное число привода ровнялось:
.
После
расчета цилиндрической передачи передаточное число изменилось:
=4.
Находим
погрешность:
= 0%.
В
ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором
электродвигателя, расчет передач. После выполнения компоновочных чертежей были
выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, шпонок. Были выполнены
расчет муфты, подбор посадок, выбор смазки и уплотнений.
В
ходе расчета было выяснено, что зубчатая передача недогружена, что гарантирует
надежную работу привода в течение всего срока службы.
Литература
1 Анурьев В.И. Справочник конструкора-машиностроителя.
Изд.7-е в 3-х тт.-М.: Машиностроение, 1992.
2 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и
деталей машин: Учеб. пособие для тех. спец. вузов.-6-е изд., исп.-М.: Высш.
шк., 2000.-447с.,ил
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов высш.
техн. учеб. заведений.-5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991.-383 с.:ил.
Чернавский С.А. Проектирование механических передач:
Учебно-справочное пособие для втузов.- М.: Машиностроение, 1984.-560 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин:
Учебное пособие для техникумов.- М.: Высшая школа, 1991.- 432с.