РефератРеферат Расчет редуктора прямозубого
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28
Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
Содержание
|
|
Введение……………………………………………………………………………
|
5
|
1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой
|
|
расчет привода…………………………………………………………………
|
6
|
2 Расчет зубчатой передачи редуктора…………………………………
|
9
|
3 Проектный расчет валов редуктора…………………………………
|
15
|
4 Конструирование зубчатых колес……………………………………
|
16
|
5 Эскизная компоновка редуктора………………………………………
|
17
|
6 Проверочный расчет подшипников качения…………………….
|
20
|
7 проверочный расчет шпоночных соединений………………….
|
24
|
8 Проверочный расчет валов редуктора………………………………
|
25
|
9 Назначение посадок основных деталей редуктора……………
|
28
|
10 Смазка и сборка редуктора………………………………………………
|
29
|
Список литературы……………………………………………………………
|
30
|
Введение Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода для цепного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1, одноступенчатого цилиндрического редуктора 3, цепной передачи 4 и приводного вала 5. Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая муфта 2. Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода PB = кВт и число оборотов ведомого вала привода nB = об/мин. 
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода конвейера Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.
1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода 1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя Определяем общий КПД привода 
, (1) где ηм – КПД муфты, принимаем ηм = 0,99; ηзп – КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем ηзп = 0,97; ηоп – КПД открытой цепной передачи, принимаем ηоп = 0,93; ηп – КПД пары подшипников, принимаем ηп = 0,99; 
Определяем расчетную мощность электродвигателя, кВт 
, (2) 
1.2 Выбор электродвигателя Подбираем электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P
ном
= 2,2 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1 Таблица 1 – Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P
ном
= 2,2 кВт
Вариант
|
Тип
двигателя
|
Номинальная
мощность, кВт
|
Частота вращения, об/мин
|
синхронная
|
номинальная
|
1
|
4A112MA8
|
2,2
|
750
|
710
|
2
|
4A100L6
|
2,2
|
1000
|
960
|
3
|
4A90L4
|
2,2
|
1500
|
1425
|
4
|
4A80B2
|
2,2
|
3000
|
2865
|
Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей. Определяем передаточное число привода для первого варианта электродвигателя 
, (3) 
.Передаточное число редуктора принимаем u
ред = 4, тогда передаточное число открытой передачи составит: 
, (4) 
. Аналогично определяем передаточные числа для остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2 Таблица 2 – Определение передаточного числа привода и его ступеней
Передаточное число
|
Варианты
|
1
|
2
|
3
|
4
|
Общее для привода u
общ
|
8,875
|
12
|
17,813
|
35,813
|
Редуктора u
ред
|
4
|
4
|
4
|
4
|
Открытой передачи u
оп
|
2,219
|
3
|
4,453
|
8,953
|
Окончательного выбираем второй вариант электродвигателя. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3 Таблица 3 – Результаты энергетического расчета
Параметр
|
Обозн.
|
Значение
| |
|
Тип электродвигателя
|
–
|
4A100L6
| |
Присоединительные размеры, мм
|
d1
l1
|
28
60
| |
Номинальная мощность электродвигателя, кВт
|
Рном
|
2,2
| |
Расчетная мощность электродвигателя, кВт
|
Рэд
|
1,845
| |
Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин
|
n
эд
|
960
| |
Передаточное число привода
|
u
общ
|
12
| |
Передаточное число редуктора
|
u
ред
|
4
| |
Передаточное число открытой передачи
|
u
оп
|
3
| |
1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): 1 – быстроходный вал редуктора; 2 – тихоходный вал редуктора; 3 – приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n, мощность Р и вращающий момент Т. 
Рисунок 2 – Обозначение валов привода Определяем частоту вращения каждого вала: 
Определяем мощность на каждом валу: 
Определяем крутящий момент на каждом валу: 
Результаты расчетов сводим в таблицу 4 Таблица 4 – Кинематические и силовые параметры привода
№ вала
|
n, об/мин
|
Р, кВт
|
Т, Н·м
|
Эд.
|
960
|
1,845
|
18,4
|
1
|
960
|
1,808
|
18
|
2
|
240
|
1,736
|
69,1
|
3
|
80
|
1,6
|
191
|
2 Расчет зубчатой передачи редуктора 2.1 Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса Принимаем для шестерни сталь 45, а для колеса сталь 45Л. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5 Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатых колес
Наименование
|
Марка
стали
|
Вид ТО
|
Диаметр
заготовки
|
Твердость
НВ
|
Расчетная
твердость НВ
|
шестерня
|
45
|
У
|
60…90
|
207…236
|
210
|
колесо
|
45Л
|
Н
|
любой
|
155…195
|
180
|
Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие: 
, (5) Поэтому принимаем HB1 = 210; HB2 = 180. 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса 
; (6) 
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса 
, (7) гдеK
Н
L – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K
Н
L = 1; S
Н – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S
Н = 1,1; 
Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ
H1], и колеса [σ
H2]. Принимаем 
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса 
; (8) 
Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса 
(9) гдеKFL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL = 1; SF – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов: 
(10) где
– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75; 
– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок 
; для литых заготовок 
; 
2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость
Определяем межосевое расстояние передачи, мм
, (11)
где Ka – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ka = 49,5 МПа1/3;
ψ
ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψba = 0,25;
u
ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u
ред = 4;
Т2 – вращающий момент на валу колеса, Т2 = 69,1 Н∙м;
[σH] – допускаемые контактные напряжения, [σH] = 390,9 МПа;
K
Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K
Нβ = 1;
принимаем aw = 120 мм.
По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм
(12)
принимаем m = 2 мм.
Определяем числа зубьев шестерни и колеса
(13)
принимаем z1 = 24; z2 = 96.
Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи
; (14)
Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом
Определяем делительные диаметры колес, мм
(15)
Уточняем межосевое расстояние
(16)
Определяем рабочую ширину венца колеса
; (17)
принимаем b2 = 30 мм.
Определяем ширину венца шестерни
; (18)
;
принимаем b1 = 34 мм.
Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм
(19)
Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм
(20)
Определяем окружную скорость колес, м/с
. (21)
В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.
2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость
Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие
, (22)
где KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KHα = 1;
K
Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K
Нβ = 1;
KHυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KHυ = 1,113;
ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач ZH = 1,76;
Z
М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z
М = 275 МПа1/2;
Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:
, (23)
где εα – коэффициент торцевого перекрытия;
; (24)
;
;
.
Недогрузка передачи составляет:
.
2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба
при z1 = 24; YF
1 = 3,938;
при z2 = 96; YF
2 = 3,602.
Определяем отношения:
Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса
Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:
, (25)
где Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ = 1;
KF
α – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KF
α = 1;
KF
β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач KF
β = 1;
KF
υ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KF
υ = 1,274;
Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6
Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи
Наименование параметра
|
Обозн.
|
Единица
измерения
|
Значения
|
шестерня
|
колесо
|
Межосевое расстояние
|
aw
|
мм
|
120
|
Модуль зацепления
|
m
|
мм
|
2
|
Степень точности по ГОСТ 1643-81
|
–
|
–
|
8
|
Передаточное число
|
|
–
|
4
|
Угол наклона зубьев
|
β
|
град
|
0
|
Число зубьев
|
z
|
–
|
24
|
96
|
Делительный диаметр
|
d
|
мм
|
48
|
192
|
Диаметр окружности вершин
|
da
|
мм
|
52
|
196
|
Диаметр окружности впадин
|
df
|
мм
|
43
|
187
|
Ширина венца
|
b
|
мм
|
34
|
30
|
3 Проектный расчет валов Определение размеров ступеней валов приведено в таблице 7 Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов
Ступень
вала
|
Вал-шестерня
|
Вал колеса
|
1-я
под полумуфту и звездочку цепной передачи
|
Из расчета на прочность
Из условия установки полумуфты d1 = 28 мм
принимаем d
1 = 28 мм
|
Из расчета на прочность
принимаем d1 = 28 мм
|
По ГОСТ 12080–66
принимаем l1 = 42 мм
|
По ГОСТ 12080–66
принимаем l1 = 42 мм
|
2-я
под уплотнение и подшипник
|
d2 = d1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм
принимаем d2 = 35 мм
|
d2 = d1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм
принимаем d2 = 35 мм
|
3-я
для упора подшипника и под колесо
|
d3 = d2 + 3∙r = 35 + 3·2,5 = 42,5 мм
принимаем d3 = 42 мм
|
принимаем d3 = 38 мм
|
4-я
для упора колеса
|
–
|
d4 = d3 + 3∙f = 38 + 3·1,2 = 41,6 мм
принимаем d4 = 42 мм
|
Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала
Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала
4 Конструирование зубчатых колес 
Рисунок 5 – Конструкция зубчатого колеса Определяем размеры конструктивных элементов зубчатых колес (рисунок 5) – диаметр ступицы: 
принимаем d
ст = 65 мм; – длина ступицы: 
принимаем l
ст = 40 мм; – толщина обода: 
принимаем δ0 = 8 мм; – толщина диска: 
принимаем с = 10 мм; – диаметр окружности отверстий: 
принимаем D
отв = 120 мм; – диаметр отверстий: 
принимаем d
отв = 25 мм; – размер фаски, мм: n ≈ m = 2 мм;
5 эскизная компоновка редуктора 5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора Определяем толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм): δ = (0,025∙aw + 1) = (0,025∙120 + 1) = 4 мм. принимаем δ = 8 мм. Толщину стенки крышки принимаем δ
1 = δ = 8 мм. Определяем диаметры болтов, соединяющих: – редуктор с плитой: d1 = 2 ∙ δ = 2 ∙ 8 = 16 мм, принимаем болты М16. – корпус с крышкой у бобышек подшипников: d2 = 1,5 ∙
δ
= 1,5 ∙ 8 = 12 мм, принимаем болты М12. – корпус с крышкой по периметру соединения: d3 = 1,0∙
δ = 1,0∙8 = 8 мм, принимаем болты М10. Определяем ширину фланцев редуктора: Si
= δ
+2 + кi, – фундаментного S
1
= 8 + 2 + 40 = 50 мм; – корпуса и крышки (у подшипников) S2 = 8 + 2 + 32 = 42 мм; – корпуса и крышки (по периметру) S3 = 8 + 2 + 28 = 38 мм. Определяем толщину фланцев редуктора: – фундаментного δ
фл1 = 2,3∙δ = 2,3∙8 = 18,4 мм; принимаем δ
фл1 = 20 мм; – корпуса (соединение с крышкой) δ
фл2 = 1,5∙δ = 1,5∙8 = 12 мм; принимаем δ
фл2 = 12 мм; – крышки (соединение с корпусом) δ
фл3 = 1,35∙δ = 1,35∙8 = 10,8 мм; принимаем δ
фл3 = 10 мм; Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h7х30 по ГОСТ 9464–79. 5.2 Определение расстояний между элементами редуктора Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм; Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части: С = (1,0…1,2)∙δ = (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм; принимаем С = 10 мм. Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора: С5 = 1,2∙δ = 1,2∙8 = 9,6 мм. принимаем С5 = 10 мм. Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса: С6 = (5…10)∙m = (5…10)∙2 = 10…20 мм. 5.3 Предварительный выбор подшипников качения Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8 Таблица 8 – Параметры подшипников качения
№ вала
(рисунок 2)
|
Обозн.
|
Размеры, мм
|
Грузоподъемность
С
r, кН
|
d
|
D
|
В
|
r
|
1
|
207
|
35
|
72
|
17
|
2
|
25,5
|
2
|
207
|
35
|
72
|
17
|
2
|
25,5
|
5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ, диаметр d, и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям: Толщина фланца крышки δ1 = 1,2∙δ; Толщина цилиндрической части δ
2 = (0,9…1,0)∙δ; Диаметр установки винтов D1 = D + 2,5∙d; Диаметр фланца D2 = D1 + 2∙d; 
Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9 Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек
№ вала
рисунок 2
|
D, мм
|
d, мм
|
z
|
δ, мм
|
δ1, мм
|
δ2, мм
|
D1, мм
|
D2, мм
|
1
|
72
|
М8
|
4
|
6
|
8
|
6
|
92
|
110
|
2
|
72
|
М8
|
4
|
6
|
8
|
6
|
92
|
110
|
5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 < 10…15 м/с (υ1 = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна. Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца. 5.6 Выбор уплотнений валов В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10 Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет
Вал
|
Внутренний
диаметр d, мм
|
Наружный
диаметр D, мм
|
Толщина
h, мм
|
Быстроходный
|
35
|
58
|
10
|
Тихоходный
|
35
|
58
|
10
|
6 Проверочный расчет подшипников качения 6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора 
Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора Определяем силы в зубчатом зацеплении Окружная сила: 
(26) 
Радиальная сила: 
(27) где α – угол зацепления передачи; для передач без смещения α = 20˚; 
; 
Определяем консольные силы 
(28) на быстроходном валу от муфты 
на тихоходном валу от цепной передачи 
6.2 Проверка подшипников быстроходного вала 6.2.1 Определение реакций опор 
Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости 
Проверка: Σ
Yi = R
А
y – Fr1 + R
В
y = 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0. Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости 
Проверка: Σ
Х
i = R
А
x + Ft1 – R
В
x
+ F
к1 = 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0. Определяем суммарные радиальные реакции 
6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников Исходные данные для расчета: Частота вращения вала – n = 960 об/мин; Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч; Подшипник 207 Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н; Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо). Расчет ведем для опоры В, как наиболее нагруженной Радиальная реакция Fr = RB = 1299,6 Н; Определяем эквивалентную динамическую силу 
(29) где КБ – коэффициент безопасности, принимаем КБ = 1,3; КТ – температурный коэффициент, принимаем КТ = 1,0; Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1; 
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность 
; (30) где k – показатель степени; для шариковых подшипн6иков k = 3; 
Т.к. Стр < Сr, то предварительно выбранный подшипник подходит. 6.3 Проверка подшипников тихоходного вала 6.3.1 Определение реакций опор 
Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного валаОпределяем опорные реакции в вертикальной плоскости 
Проверка: Σ
Yi = R
А
y –Fr2 – RBy + F
к2 = 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0. Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости 
Проверка: Σ
Х
i = – R
А
x + Ft2 – R
В
x = – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0. Определяем суммарные радиальные реакции 
6.3.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников Исходные данные для расчета: Частота вращения вала – n = 240 об/мин; Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч; Подшипник 207 Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н; Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо). Расчет ведем для опоры B, как наиболее нагруженной Радиальная реакция Fr = RB = 1467,7 Н; Определяем эквивалентную динамическую силу по формуле (29) 
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30) 
Т.к. Стр < Сr, то предварительно выбранный подшипник подходит. 7 Проверочный расчет шпоночных соединений Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемые напряжения [σсм] = 120 МПа. Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия: 
(31) где l
р – рабочая длина шпонки; Быстроходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t1 = 4 мм; 
Тихоходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t
1 = 4 мм; 
Тихоходный вал, d = 38 мм шпонка 10×8×36, t
1 = 5 мм; 
Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.
8 Проверочный расчет валов редуктора 8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного. Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M
х” 
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “My” 
Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях 
Строим эпюру крутящих моментов “T” 
Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов 8.2 Расчет вала на усталостную прочность Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s > [s] = 2,5. Исходные данные: – Материал вала сталь 45 улучшенная; – предел прочности σв = 780 МПа; – предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ-1 = 353 МПа; – предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ-1 = 216 МПа; – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψσ = 0; ψτ = 0; Расчет ведем для сечения вала B (рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 35 мм. Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба 
(32) где kσ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе; εσ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов, принимаем kσ/εσ = 3,38; β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β = 0,97; σа – амплитуда напряжений изгиба, МПа; σ
m – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σm = 0; Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле: 
(33) где Ми – изгибающий момент в расчетном сечении, Ми = 68,9 Н∙м; W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3; Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле: 
(34) 
; 
; 
Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения 
(35) где k
τ – коэффициент концентрации напряжений кручения; ετ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов, принимаем k
τ/ετ = 2,43; τа – амплитуда напряжений кручения, МПа; τ
m – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа. Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле: 
(36) где Т – крутящий момент в расчетном сечении, Т = 69,1 Н∙м; Wp – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3; Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле: 
(37) 
; 
Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения 
(38) 
Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.
9 Назначение посадок основных деталей редуктора Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11 Таблица 11 – Посадки основных деталей передач
Соединение
|
Посадка
|
Зубчатые колеса на вал
|
H
7
p6
|
Распорные кольца
|
H
8
k6
|
Мазеудерживающие кольца на вал
|
H7
k6
|
Сквозные крышки подшипников в корпус
|
H7
h8
|
Глухие крышки подшипников в корпус
|
H7
d9
|
Полумуфта на вал
|
H7
n6
|
Звездочка на вал
|
H7
h6
|
Внутренние кольца подшипников на вал
|
L0
k6
|
Наружные кольца подшипников в корпус
|
H7
l0
|
Манжеты на вал
|
отклонение вала h11
|
10 Смазка и сборка редуктора
10.1 Смазка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σ
Н до 600 МПа и окружной скорости колес u до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10-6 мм2/с. Принимаем масло И–Г–А–32.
Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.
10.2 С
борка и регулировка редуктора
Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
На быстроходный вал 4 насаживают мазеудерживающие кольца 5 и напрессовывают шарикоподшипники 29 предварительно нагретые в масле до температуры 80 – 100°С.
В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку 26 и напрессовывают зубчатое колесо 10 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 11, мазеудерживающие кольца 5 и устанавливают шарикоподшипники 29, нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 2 и надевают крышку корпуса редуктора 3. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 27 и затягивают болты 17 и 18.
Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 28 и устанавливают крышки 7 и 8 с прокладками 8, предварительно заложив пластичный смазывающий материал в подшипниковые камеры.
Ввертывают пробку 14 маслоспускного отверстия с прокладкой 15 и крепят маслоуказатель 12 с прокладкой 13. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1.
Осевой зазор в подшипниках регулируют за счет выбора суммарной толщины набора регулировочных прокладок. Пятно контакта зубчатых зацеплений регулируется осевым перемещением валов с помощью перестановки регулировочных прокладок.
Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе испытаний.
Список литературы
1. Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. – Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. – 43 с.
2. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов – М.: Высшая школа, 2000. – 447с., с ил.
4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1987. – 383 с.: ил.
5. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.
6. Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.
7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 2085с.
8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454с.
9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.
1. Реферат на тему Influences On Montag Essay Research Paper In
2. Реферат Язык чувств
3. Реферат Вербальный и невербальный языки деловых людей
4. Курсовая на тему Порядок и условия исполнения и отбывания наказания в виде обязатель
5. Курсовая на тему Свободные экономические зоны их сущность и возможности
6. Реферат на тему Особенности подростков воспитываемых в опекунских малообеспеченных семьях
7. Реферат на тему Personal
8. Реферат Правоохранительная деятельность таможенных органов 2
9. Реферат на тему Population Redistribution Essay Research Paper Population redistributions
10. Реферат Экологические функции правоохранительных органов
