close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

poyasnitelnaya zapiska moya(1)

код для вставкиСкачать
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение....................................................................................4
1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода....5-8
2 Расчет цилиндрической передачи редуктора....................................9-14
3 Расчет клиноременной передачи....................................................15-18
4 Проектный расчет валов редуктора................................................19-20
5 Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора.....................21
6 Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора.................22
7 Расчет подшипников на долговечность............................................23-29
8 Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений.....................30-34
9 Выбор посадок..........................................................................35
10Смазка редуктора.....................................................................36
11Сборка редуктора.....................................................................37
Заключение..................................................................................38
Литература ..................................................................................39
ПриложениеА - сборочный чертеж
Приложение Б - спецификация
Приложение В - рабочий чертеж
Приложение Г - рабочий чертеж
ВВЕДЕНИЕ
С развитием промышленности более широкое применение получили редукторы, представляющие собой механизмы, состоящие из зубчатых и червячных передач, выполняемых в виде отдельного агрегата и служащие для передачи мощности от двигателя к рабочей машине (механизму).
Основное назначение редуктора - изменение угловой скорости и соответственно изменение вращающегося момента выходного вала по сравнению с входным.
Редукторы широко применяются как в машиностроении (конвейеры, подъёмные механизмы), так и в строительстве (ступени приводов питателей бетонного завода), а также в пищевой промышленности и бытовой технике (различные комбайны) и так далее.
Поэтому и существуют самые разнообразные виды редукторов, условно подразделяемых по признакам.
По признаку передачи подразделяют на:
цилиндрические;
конические;
червячные;
В свою очередь каждая из передач может быть с различными профилями и расположением зубьев.
Так цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические-с косыми, прямыми и винтовыми.
Передачи выполняют с эвольвентными профилями зубьев и с зацеплением Новикова.
В зависимости от числа пар звеньев в зацепление (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно- и многоступенчатые.
По расположению осей валов в пространстве, различают редукторы с параллельными, соосными, перекрещивающимися осями входного и выходного валов.
1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
электродвигатель; 2-клиноременная передача;
3-цилиндрическая прямозубая передача;4- цепная передача.
Рисунок 1.1- Схема привода
Таблица 1.1-Исходные данные
ДанныеВариант9Р, кВт4,5nвых, мин-135Ременная передачаклиноременнаяЦилиндрическая передачапрямозубаяЦепная
передачароликовая
1. Последовательность соединения элементов привода
ДВ→РП→ЦЗП→ЦП→В.
Принимаем значения КПД элементов привода:
ηЦЗП=0,98 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;
ηЦП=0,96 - КПД ременной передачи;
ηЦП=0,92 - КПД цепной передачи;
ηПК=0,99 - КПД пары подшипников качения;
Определим общий КПД привода:
ηПР = ηМ∙ ηЦЗП∙ ηРП∙ ηПК3=0,98∙0,92∙0,96∙0,993=0,83
Определим требуемую мощность электродвигателя:
Р1==4,5/0,83=5,42 кВт, где Р1 = 5,42кВт - мощность на выходном валу редуктора.
По таблице принимаем электродвигатель 112М4 с мощностью P_дв= 5,5 кВт и ч частотой вращения n1=1500 об/мин.
Передаточное отношение ступеней привода.
Производим разбивку общего передаточного отношения по ступеням: принимаем передаточное число цилиндрической передачи и3=4 и передаточное отношение редуктора u1=2,5 (по ГОСТ 2185-66). uобщ =n_дв/n_вых =1500/35 = 43 - передаточное отношение привода.
U2 =Uобщ/u1∙u3=4,3- передаточное отношение ременной передачи. Мощность на валах привода.
Р1= 5,5 кВт
Р2 = Р1× η■(@р.п)×η■(@п.п)=5,5кВт × 0,96 × 0,99 =5,2 кВт Р3 = Р2 × η■(@ц.п) ×η■(@п.п) = 5,2 кВт × 0,97 × 0,99 = 5,01 кВт
Р4 = Р3 × η■(@з.п) × η■(@п.п) = 5,01 кВт × 0,95 × 0,99 = 4,72кВт
Частоты вращения валов.
n1= nдв= 1500 мин-1
n2 = n1/u1 = 1500/2,5= 600 мин-1
n3 = n2/u2= 600/4,3 = 139,5 мин-1
n4 = n_3/u_3 = 139,5 /4 = 34,08 мин-1
Угловые скорости вращения валов.
ω1 = (π×n■(@1))/30 = 3,14×1500/35=134 c-1
ω2 = (ω■(@1))/(i■(@1)) =134/2,5=53,8с-1
ω3 = (ω■(@2))/(i■(@2)) = 53,8/4,3= 12,51 с-1
ω4 = (ω■(@3))/(i■(@3)) = 12,51/4 = 3,12с-1
Крутящие моменты на валах.
Т1= (Р■(@1 )×〖10〗^3)/(ω■(@1)) = 5,5×1000/134 = 41,04·10 3Н×мм
Т2 = T1 ×ηр.п. ×ηп.п.× u1= 41,04× 0,96 × 0,99 ×2,5= 97,52·10 3Н ×мм
Т3 = T2 ×ηп.п. ×ηц.п.× u2= 97,52× 0,99 × 0,97 ×4,3 = 402,70·10 3Н×мм
Т4 = T3 ×ηп.п. ×ηз.п.× u3= 402,70× 0,99 × 0,95 × 4 = 1514,95·10 3Н×мм
ВалыР, кВтТ,Н×мм 103n,мин-1ω, рад/си15,541,041500157u1=2,525,297,5260062,8u2=4,335,01402,7012012,56u3=444,721514,9530,043,14и=43
2. Расчет цилиндрической передачи редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость НВ=270, для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, НВ=245 Допускаемое контактное напряжение:
[F]H= σ_(H lim⁡〖b*〗 K_HL )/[n]_H ,
Где σ_(H lim⁡b )- предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меннее HB 350 и термообработкой (улучшение)
Н limb=2НВ+70=2245+70=560 Мпа
K_(HL ) - Коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают:
K_(HL )=1; [n]_H = 1,15
Принимаем допускаемое напряжение по колесу:
[]H =((2 ∙2 45+70)∙1)/1,15=485 Мпа
Вращающий момент :
на валу шестерни
Т_1=Т_в=41,04 ·〖10〗^3 H∙мм
На валу колеса:
Т_2 =〖 Т〗_с = 97,52· 〖10〗^3H∙мм
Коэффициент нагрузки K_(Hβ ), несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение K_(Hβ )=1,25
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_ba=b/a_ω =0,4
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
a_ω=(U+1) ∛((270/[σ]_H )^2 )∙(T_2 K_Hβ)/(U^2 ψ_ba )=(2,5+1) ∛((270/485 )^2 )∙(97,52∙〖10〗^3∙1,25)/(〖2,5〗^2∙0,4)=99,38
Здесь принято U=U_1=P_4. Ближайшее стандартное значение
a_ω=100 мм
Нормальный модуль зацепления:
m_n = (0,01 ÷ 0,02)∙= (0,01 ÷ 0,02) ∙ 112 = 1,12÷2,24 мм
Принимаем m_n = 2 мм.
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
Z_1 = (2_aω.1)/(m_n (U+1)) = (2 ∙ 100 ·1)/(2 · (2,5+1)) = (200 · 0,985)/7=28,14
Принимаем Z_1 = 28
Тогда Z_2 = Z_1 · U = 28 · 2,5 = 70
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
d_1=m_n/1∙z_1=2/1∙28=56мм;
d_2=m_n/1∙z_2=2/1∙56=112 мм
Проверка:
а_ω= (d1+d2 )/2 = (56+112 )/2 = 84 мм
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2m_n = 56 + 2· 2 = 60 мм,
da2 = d2 + 2m_n = 112 + 2· 2 = 116мм
Ширина колеса:
b2 = ψ_ba · а_ω = 0,4 ∙100= 40 мм
Ширина шестерни:
b1=b2 + 5 = 40 + 5 = 45мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Ѱ_(ψ_ba ) = b1/d1 = 45/(56 ) = 0,80
Окружная скорость колес:
V = (ω1 d1)/2 = (134 ∙56)/(2 ∙ 〖10〗^3 ) = 3,75 м/с
При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.
0пределяем коэффициент нагрузки:
K_H=K_Hβ∙ K_α ∙ K_Hv
Значения K_Hβ даны в табл. 3.5: при Ѱ_bd=1,112, твердости ≤HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжений цепной передачи K_Hβ≈1,132 при ν=3,75 м/с и 8-й степени точности K_α≈1,09. По для прямозубых колес при ν≤5 м/с имеем K_Hv= 1,0. Таким образомK_H=1,132∙ 1,09 ∙ 1,0=1,234
Проверка контактных напряжений Н = 270/a_ω √(T_(2 · K_H · 〖(U+1)〗^3 )/(b_2 U^2 )) = 270/100 √((97,52 ·〖10〗^3 ·1,234 ·〖(2,5+1)〗^3)/(40 ·4,3)) = 358,3Мпа≤[]H
Допускаемые напряжение 〖[σ]〗_F=(σ_F^0 lim⁡b)/〖[n]〗_F для стали 40х улучшенной при твердости ≤HB350
σ_F lim⁡b=1,8 HB.
Для шестерни:
σ_F^0 lim⁡b=1,8 ∙270=490 Мпа
Для колеса:
σ_F^0 lim⁡b=1,8 ∙245=440 Мпа
Находим отношения〖[σ]〗_F/Y_F :
Для шестерни: 280/3,976=70,4 МПа
Для колеса: 250/3,606=69,3 Мпа
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициентыY_β и K_Fα Y_β=1-1/140=1-10/140=0,93
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_α=1,5 и 8-й степени точности K_Fα=0,76
Проверяем прочность зуба колеса:
σ_F2=(1236,4∙ 1,396∙3,606∙0,923∙0,75)/(45∙2)≈78,5 МПа≤[σ]_F2=250 Мпа
Условие прочности выполнено.
3. Расчет клиноременной передачи
T_1=P_тр/ω_дв =5,42/99,8=0,054 Н∙м;
ω_1=134〖 с〗^(-1)
При таком значении T_1в табл. 5.6 рекомендуется выбирать сечение А ремня с площадью поперечного сечения А= 〖81〗_мм^2
Выбираем диаметр D ведущего шкива. Минимальное значение D_min=90 мм. Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется брать D_шкива=на 1-2 номера больше.
Принимаем D_1=112 мм
Определяем передаточное отношение U без учета скольжения
U=n_дв/n=1500/600=2,5
Где, n_дв - частота вращения двигателя
n_2- частота вращения ведомого вала ременной передачи
Находим диаметр D_2 ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε=0,015
D_2=U∙D_1 (1-ε)=2,5∙112∙(1-0,015)=275,8 мм.
где U - придаточное отношение
D_1 -диаметр шкива
Принимаем D_2=276 мм
Уточняем передаточное отношение U с учетом ε
U=D/(D_1 (1-ε) )=276/(112∙(1-0,015) )=2,5
Пересчитываем
U=n_1/U=1500/2,5=600 〖мин〗^(-1)
Расхождение с данными ∆n=(600-600)/600∙100%=0%, Принимаем D_1= 112 мм; D_2=276 мм
Определяем межосевое расстояние а
а_min=0,55∙(D_1+D_2 )+h (60)
а_max=2∙(D_1+D_2 ) (61)
а_min=0,55∙(112+276)+8=221,4 мм
а_max=2∙(112+276)=776 мм
Принимаем близкое к среднему значению а = 499 мм
Расчетная длина ремн
L_P=2a+π/2 〖(D〗_1+D_2)+((D_2-D_1)/4a )^2=2∙499+3,14/2 (112+276)+((276-112)/(4∙499) )^2= = 1387,5 мм (62)
Принимаем L_P=1400 мм
Вычисляем
D_ср=0,5∙(D_1+D_2 )=0,5·(276+112)=194 мм
Определяем новое значение а с учетом стандартной длины L
a=0,25∙(L-πD_ср+√((L-πD_ср )^2-2(D_2-D_1 )^2 ))
a=0,25∙(1400-3,14·194+√((1400-3,14 · 194 )^2-2(276-112)^2 )=387 мм
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 0,01 · 1400 = 14 мм
Для увеличения натяжения ремней предусмотреть возможность увеличения на
0,025 · L = 0,025 · 1400 = 35 мм
Угол обхвата меньшего шкива
α=180°-60∙(D_2-D_1)/а=180°-60∙(276-112)/387=154,7°
Скорость
V = 0,5 ·ω_1· D_1 =0,5 · 134· 112 ·〖10〗^3=7,50 м/с
Находим величину окружного усилия Р_о, передаваемого одним клиновым ремнем сечения А при U=1; D_1=112;L_р=1700;V=5,59 м/с
F_0=182+(210-182)/5·4,41=207 H на один ремень
Допускаемое окружное усилие ремня
[F]=F_0∙C_α∙C_L∙C_█(P@)
Здесь C_α=1-0,003·(180°-α)=1-0,003∙(180-165)=0,955
Коэффициент учитывающий влияния ремня
C_L=0,3∙L/L_0 +0,7=0,3 ∙1400/1700+0,7=0,947
Коэффициент режима работы при заданных выше условиях
C_█(P@)=1
[F] = 207 · 0,955 · 0,947 · 1 = 187 H
Определяем окружное усилие
F_с=Р_тр/V=〖2,381∙10〗^3/5,59=426 Н
Где Р_тр- требуемая мощность двигателя
V - скорость, м/с
Расчетное число ремней
Z=F_T/([F])=426/187=2,3
Принимаем Z = 3
Определяем усилие в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного напряжения σ=1,6
Предварительное напряжение каждой ветви ремня
F_0=σ_0∙A=1,6∙81=129,6 H
Рабочее напряжение ведущей ветви
F_1=F_0+F_T/2z=129,6+426/(2∙3)=200,6 Н
Тоже ведомой ветви F_1=F_0-F_T/2z=129,6-426/(2∙3)=58,6 Н
Усилие на валы
F=2F_0 z=2∙129,6∙3=777Н
4. Проектный расчет валов редуктора
Принимаем материал для ведущего вала Сталь 45 термообработка - улучшение, σ_в=780 Мпа, σ_Т=440 Мпа, [τ]_к=20 Мпа
Определяем диаметр выходного конца d1
d_1=∛(〖16T〗_1/(π[τ]_к )=∛(〖16∙41,04∙10〗^3/(3,14∙20))) =21 мм
d_1=21- Диаметр вала под шкив;
d_2=26- Диаметр вала под уплотнение;
d_3=28- Диаметр вала под подшипник;
d_4=36 -Диаметр вала под буртик.
Рисунок 2. Эскиз ведущего вала
Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка - нормализация, σ_в=590 Мпа, σ_Т=290 Мпа, [τ]_к=25 Мпа
Определяем диаметр выходного конца d_2
d_2=∛(〖16T〗_2/(π[τ]_к )=∛(〖16∙83,2∙10〗^3/(3,14∙20))) =27,5 мм
d_1=28мм - диаметр вала под звездочку; можно ли 30
d_2=30мм - диаметр вала под подшипник; d_3=35мм - диаметр вала под зубчатое колесо
d_4=38мм - диаметр вала под буртик
Рисунок 3. Эскиз ведомого вала
5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры d1 = 44,8 мм; da1 = 48,8 мм; b1 = 50 мм
Размеры кованого колеса: d2 = 179,2 мм; da2 = 183,2 мм; b2 = 45 мм;
Определяем диаметр ступицы:
d_ст=1,6∙d_k2=1,6∙45=72мм
Определяем длину ступицы:
I_ст=(1,2÷1,5)∙d_k2=(1,2÷1,5)∙45=54÷ 67,5 мм
Принимаем I_ст=60 мм
Определяем толщину обода
δ_0=(2,5÷4)·2=5÷8 мм
Принимаем: δ_0=7 мм
Определяем толщину диска
С = 0,3 · b_2=0,3 ·45=13,5 мм
D_0= 〖df〗_2-2δ_0=d_2-2,5m_n-2δ_0=179,2-2,5∙2-2∙7=160,2 мм
D_(отв.)=0,5(D_0+d_сm )=0,5(160,2+72)=116,1 мм
d_(отв.)=(D_0-d_сm)/4=(160,2-72)/4=22 мм
6. Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора
Определяем толщину стенок крышки
δ_0=0,025а+1=0,025∙112+1=3,8; принимаем δ=8 мм
δ_1=0,02а+1=0,02∙112+1=3,24;принимаем δ1=8 мм
Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки
Верхнего пояса корпуса и крышки
b = 1,5δ = 1,5 ∙8=12 мм;
b1 = 1,5δ = 1,5 ∙8=12 мм;
Нижнего пояса корпуса
р = 2,35 δ=2,35∙8=19 мм; принимаем р= 20 мм
Определяем диаметры болтов
Фундаментальных болтов
d1 = (0,03÷0,036)a + 12 = (0,03÷0,036)112 +12 =15,4 ÷ 16,03 мм, принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (0,07÷0,075) · d1 =0,07÷0,075) ·16 =11,2 ÷ 12 мм, принимаем болты с резьбой М12.
Соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0,5÷0,6)d1 =0,5÷0,6) ·16 =8 ÷ 9,6 мм, принимаем болты с резьбой М10.
7.РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Подбор подшипников
Для ведущего вала подбираем шариковые радиальные 306 с параметрами:
d = 30 мм; D = 72 мм; B = 19 мм; C = 21,6 кН; C_0=14,8 кН;
Для ведомого вала 208 с параметрами:
d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН; C_0=17,8 кН;
Усилия действующие на валы
Ведущий вал:
От ременной передачи:
F_P^H=F_P=773 Н;
От косозубой цилиндрической передачи редуктора:
Окружная F_T=2027 Н; 〖Радиальная F〗_r=751 Н;Осевая F_a=387 Н;
Силы в зацеплении равны, но направлены в разные стороны
Ведомый вал:
F_T=2027 Н;〖 F〗_r=751 Н; F_a=387 Н;
Ведущий вал. Определяем опорные реакции, предварительно составив расчетную схему, изгибающие моменты и строим эпюры
Расстояние между опорами (подшипниками) и точками приложения сил находим по чертежу
Горизонтальная плоскость "Н"
∑m(A) = 0; F_P^H ·67+F_r·56+F_a d_1/2-R_B^H∙112=0;
R_B^H=(F_P^H ·67+F_r·56+F_a d_1/2-R_B^H)/112=(773∙67+751∙56+387∙44,8/2)/112=915H;
∑m(B) = 0; F_P^H ·179 -R_A^H·112-F_r·56+F_a d_1/2=0;
R_A^H=(F_P^H ·179+F_a d1/2-F_r·56)/112=(773∙179+387∙44,8/2-751·56)/112=937H;
Проверка:F_P^H-R_A^H-F_r+R_B^H=773-937-751+915=0
Изгибающие моменты:
М_А^лев=F_P^H·67=773·67=51791 Н·мм; М_С^лев=F_P^H·123-R_A^H·56=773·123-937·56=42607 Н·мм; М_С^прав=R_B^H·56=915·56=51240 Н·мм;
Вертикальная плоскость "V"
∑m(A) = 0; F_t·56-R_B^V∙112=0; R_B^V=(F_t·56)/112=(2027∙56)/112=1014 H
∑m(B) = 0; ∙R_A^V 112-F_t·56=0; R_A^V=(F_t·56)/112=(2027∙56)/112=1014 H
Изгибающие моменты:
М_С^лев=М_С^прав=R_A^V·56=1014·56=56784 Н·мм
Проверка долговечности подобранных подшипников
Суммарные реакции
R_A=√(〖R_A^H〗^2+〖R_A^V〗^2 )=√(〖937〗^2+〖1014〗^2 )=1381 H
R_B=√(〖R_B^H〗^2+〖R_A^V〗^2 )=√(〖915〗^2+〖1014〗^2 )=1366 H
Эквивалентная нагрузка F_ЭА для подшипника А не воспринимающего нагрузку
K_T=1;K_σ=1,2
F_ЭА= 1381∙1,2=1657 Н=1,657 кН
Расчетная долговечность млн.об.
L=(C/F_ЭА )^3=(21,6/1,657 )^3=2215 млн. об.
Расчетная долговечность, ч.
L_K=(〖L∙10〗^6/60n )^3=(〖2215∙10〗^6/(60∙476,5) )^3=77500ч
Рассмотрим подшипник В, воспринимающий осевую нагрузку
Отношение F_a/C_0 =387/14800=0,026; этой величине соответствует С≈ 0,216 Отношение F_a/R_B =387/1366=0,283 >e
По табл. 7.3 [1] приF_a/(V∙R_B )>e находим Х = 0,56; y = 2,256
Эквивалентная нагрузка :
X = 0,56; V = 1; K_T=1;K_σ = 1,2
F_ЭВ=(0,56∙1366+2,256 ∙ 387)∙1,2=1966 Н=1,966 кН
L=(C/F_ЭВ )^3=(21,6/1,966 )^3=1326 млн. об
L_h=((L∙〖10〗^6)/〖60〗_n )^3=(〖1326∙10〗^6/(60∙476,5) )^3=46400ч.
Найденная долговечность подшипников приемлема.
Рисунок 4. Эпюры ведущего вала
Ведомый вал
Горизонтальная плоскость "Н"
∑m(A) = 0; F_a d_2/2-F_r·56-R_B^H∙112=0;
R_B^H=(F_a 179,2/2-F_r·56)/112=(387∙179,2/2-751∙5)/112=-66H;
∑m(B) = 0; -R_A^H·112+F_a d_2/2 +F_r·56=0;
R_A^H=(F_a d_2/2 〖+F〗_r·56)/112=(387∙179,2/2+751∙5)/112=685H;
Проверка:-R_A^H 〖+F〗_r-R_B^H=-685+751-66=0;
Изгибающие моменты:
М_С^лев=-R_A^H·56=-685·56=-38366 Н·мм;
М_С^прав=-R_B^H·56=-66·56=-3696 Н·мм;
Вертикальная плоскость "V"
Опорные реакции
R_A^V=R_B^V=F_t/2=2027/2=1014 H
Изгибающие моменты:
М_С^лев=М_С^прав=〖-R〗_A^V·56=-1014·56=-56784 Н·мм
Суммарные реакции
R_A=√(〖R_A^H〗^2+R_A^V )=√(〖685〗^2+〖1014〗^2 )=1224 H
R_B=√(〖R_B^H〗^2+〖R_A^V〗^2 )=√(〖66〗^2+〖1014〗^2 )=1016H
Более нагруженным является подшипник А, воспринимающий, кроме радиальных усилий, осевую.
Для него эквивалентная нагрузка
V = K_T = 1; K_σ=1,2
при F_a/С_0 = 387/17800=0,022 находим е= 0,207
Находим отношение
F_a/R_A =387/1224=0,316 >e
приF_a/〖V·R〗_А >e оределим Х = 0,56; y = 2,008
Получим
F_ЭВ=(0,56∙1224+2,008∙ 387)∙1,2=1755 Н=1,755 кН
Расчетная долговечность млн.об.
L=(C/F_ЭА )^3=(25,1/1,755 )^3=2925 млн. об.
Расчетная долговечность, ч.
L_n=((L∙〖10〗^6)/〖60〗_n )^3=(〖2925∙10〗^6/(60∙119,125) )^3=410000 ч
Рисунок 4. Эпюры ведомого вала
8. Выбор посадок
Посадки зубчатого колеса на вал Н7/р6 по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса точности А/Пл по ОСТ.
Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Н7/h6 (соответствует А/с по ОСТ) Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, чему соответствует Н_0 по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7, чему соответствует C_n по ОСТ.
Посадка звездочки цепной передачи на ведомый вал Н7/h6
9. Смазка редуктора
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V_м определяем из расчета 0,25 〖дм〗^3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V_м=0,25·2,381≈0,6〖 дм〗^3.
По табл. 8.8 устанавливаем вязкость масла. При скорости υ=1,12 м/с рекомендуемая вязкость ᴜ_50=118 сСт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75. Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-маслёнки. Сорт смазки - УТ - 1 ГОСТ 1957 - 73 (
10. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
Наведущий вал насаживают мазе удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100℃;
В ведомый вал закладывают шпонку 14×9×45 и напрессовывают втулку, мазе удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; перед поставкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку.
Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами. Заключение
1. В ходе проведенной работы я научился проектировать редуктор.
Рассмотрел и усвоил расчеты соединений, передач, валов. Научился подбирать подшипники качения и рассмотрел различные виды существующих подшипников. Произвел расчеты шпонок и рассмотрел их различные виды. Выбрал систему смазки, смазочный материал и уплотнительные устройства, обеспечивающие наилучшую работу привода. Рассмотрел различные виды корпусов, корпусных деталей и их основные параметры. Изучены мероприятия по восстановлению быстро изнашиваемых деталей.
2. Задание на курсовую работу было: спроектировать цилиндрический косозубый редуктор по следующим данным:
;
n_вых=55 мин-1.
3. При выполнении курсовой работы на тему: "Проектирование привода с горизонтальным цилиндрическим редуктором с косозубыми колесами", были получены следующие данные: необходимая входная мощность 2.381 кВт, частота вращения 1000 мин-1. При расчете цилиндрической передачи получены следующие данные межосевое расстояние аw=112мм, передаточное число 4. Корпус редуктора выполнен из серого чугуна. Корпус служит для размещения в нем деталей передачи, их координации и защиты от загрязнения.
Литература
1. Анурьев, В.К. Справочник конструктора-машиностроителя в 3х томах -М: Машиностроения, 1980г.
2. Чернавский, .А., Бохов, К.Н., Чершин, И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - М: Машиностроение, 1988 г., - 416 с
3. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М: высшая школа, 1991- 360с
4. Гузенков, П.Г. Детали машин. 4-е издание - М: Высшая школа, 1986г.-360с.
5. Детали машин: Атлас конструкций под реакцией Решетова, Д.Н. - М: Машиностроение, 1979 г. - 336с
6. Дунаев, П.Ф., Лешков, О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М: Высшая школа, 1984 г. - 336с.
7. Кузьмин, А.В., Чершин, И.М., Козинцев, Б.В. Расчеты детали машин, 3-е издание - Минск: Высшая школа, 1986 г. - 402 с.
8. Кукмин, Н.Г., Кукмина, Г.С. Детали машин, 3-е издание - М: Высшая школа, 1986г. - 402с
9. Реховский, О.А., Детали машин: Учебник для ССУЗовРеховский, О.А., Клыпин, А.В. М: "Дорфа", 2002 г. - 288 с.
10 Иванов, М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Издание 3-е доп. И перераб.
М: Высшая школа, 1976 г. - 390с 11. Курмау, Л.В., Скойбеда, А.Т. Летали машин. Проектирование - Мн: УП "Технопринт", 2001 г. - 290с
12. Березовский, Ю.Н., Чернявский, Д.В., Петров, М.С. Под Реакцией Н.А. Бородина Детали машин: Учебник для машиностроительных техникумов. - М: Машиностроительных техникумов. - М: Машиностроение, 1983г. - 384 с.
13. Детали машин в примерах и задачахНичипорник, С.Н., Корженцевский, Н.К., Калачев, В.Ф. и др - : Высшая школа, 1984 г. - 332 с.
14. Дунаев, П.Ф., Леликов, О.П. Конструктирование узлов и деталей машин. - М: Высшая школа, 1985 г. -416 с
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
101
Размер файла
610 Кб
Теги
poyasnitelnaya, moya, zapiska
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа