Новости

Заказ решебника

Закажи решебник и скоро он будет на сайте

  • Положительные стороны участия в школьных олимпиадах
    Облегчение поступления в университет. Вы можете задать своему ребенку конечную цель всего учебного процесса, тем самым убедив его в необходимости хорошей учебы. Часто родители говорят своим детям, что если они будут плохо учиться, то не смогут приобрести хорошую профессию в будущем, и пойдут в дворники.
  • Особенности питания школьника
    Питание в школе должно быть хорошо организованным. Школьник должен быть обеспечен в столовой обедом и горячим завтраком. Интервал между первым и вторым приемом пищи не должен превышать четыре часа. Наиболее оптимальным вариантом должен быть завтрак ребенка дома, в школе же он съедает второй завтрак
  • Детская агрессия в школе и сложности в процессе обучения
    Между детской агрессией и трудностями в процессе обучения установлена определенная взаимосвязь. Каждый школьник хочет иметь в школе много друзей, иметь хорошую успеваемость и хорошие оценки. Когда это у ребенка не получается, он делает агрессивные поступки. Каждое поведение на что-то нацелено, имеет смысловую
  • Советы психологов родителям
    В любых олимпиадах и всевозможных конкурсах ребенок, прежде всего, самовыражается и самореализовывается. Родители обязательно должны поддерживать своего ребенка, если он увлечен интеллектуальными соревнованиями. Ребенку важно осознавать себя частью общества интеллектуалов, в котором царят сопернические настроения, и ребенок сравнивает свои достигнутые
  • Ребенок отказывается от приема пищи в столовой школы
    Разборчивому ребенку школьная еда может прийтись не по вкусу. Зачастую, это самая распространенная причина отказа школьника от еды. Все происходит от того, что меню в школе не учитывает вкусовые потребности каждого отдельного ребенка. В школе никто не будет исключать какой-либо продукт из питания отдельного ребенка дабы
  • Как родители относятся к школе
    Для того чтобы понять как родители относятся к школе, то важно для начала охарактеризовать современных родителей, возрастная категория которых весьма разнообразна. Не смотря на это большую часть из них составляют родители, которые относятся к поколению девяностых годов, которые отличаются тяжелым временем для всего населения.
  • Школьная форма
    Первые школьные сборы навсегда остаются в памяти каждого из нас. Родители начинают закупать всю необходимую канцелярию, начиная с августа. Главным школьным атрибутом является форма школьника. Наряд должен быть тщательно подобран, чтобы первоклассник чувствовал себя уверенно. Введение школьной формы обосновывается многими причинами.

Рефераты

Уважаемые школьники и студенты! 

Уже сейчас на сайте вы можете воспользоваться более чем 20 000 рефератами, докладами, шпаргалками, курсовыми и дипломными работами.Присылайте нам свои новые работы и мы их обязательно опубликуем. Давайте продолжим создавать нашу коллекцию рефератов вместе!!!

Вы согласны передать свой реферат (диплом, курсовую работу и т.п.), а также дальнейшие права на хранение,  и распространение данного документа администрации сервера "mcvouo.ru"?

Спасибо за ваш вклад в коллекцию!

Всего 19436 рефератов.

Найти

Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей - (реферат)

Дата добавления: март 2006г.

Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

    Оглавление
    Техническое задание
    Назначение и сравнительная характеристика привода

Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи

    Разработка эскизной компоновки редуктора
    Проверка долговечности подшипников
    Уточнённый расчёт валов
    Выбор типа крепления вала на колесе
    Выбор и анализ посадок
    Выбор муфт. Выбор уплотнений
    Выбор смазки редуктора и подшипников
    Сборка редуктора
    Список использованной литературы
    Приложения
    Оглавление
    Техническое задание
    Исходные данные:
    Т = 18 Н*м
    w = 56 рад/с
    d = 0. 55 м
    схема 1
    Электродвигатель
    Упругая муфта
    Редуктор с прямозубой конической передачей
    Открытая коническая передача
    Картофеле-очистительная машина

Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.

    Назначение и сравнительная характеристика привода

Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т. д. Зубчатые передачи

Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.

    Преимущества зубчатых передач

Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2ё4, косозубой цилиндрической U=4ё6, для конической U=2ё3) Высокая нагрузочная способность

    Высокий КПД (0. 96ё0. 99)
    Малые габариты

Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры

    Недостатки зубчатых передач
    Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
    Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
    Шум при больших скоростях.

Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.

    Громоздкость при больших межосевых расстояниях.

Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок

Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в изготовлении и монтаже т. к. для них требуется большая точность.

    1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
    1. 1 Определяем требуемую мощность двигателя
    N=N*w (Вт) Т=Твых=Т3
    N=56*18=1008 Bт
    1. 2 Определяем КПД

h=hр*hоп*пк р-редуктора h=0, 97*0, 96*0, 9=0, 679 оп-открытой передачи пк-подшипников качения

    1. 3 Определяем мощность двигателя
    1. 4 Выбираем эл. Двигатель из условия

Nн і Nдв Nн=1. 5 кВт 4А80А2У3 Nн=1. 5 кВт nс=3000 Номинальной мощности 1. 5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1) таблица 1

    N°
    Типоразмер
    nc, об/мин
    1
    4А80А2У3
    3000
    2
    4А80В493
    1500
    3
    4A90L693
    1000
    4
    4A100L893
    750
    1. 5 Определяем передаточное отношение двигателя
    , где nдв - синхронная частота вращения, Об/мин;

nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин

    1. 6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи
    u = 2ё3
    1. 7 Определяем передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2ё3

    , где U - передаточное отношение двигателя
    Uоп - передаточное отношение открытой
    передачи
    Uр - передаточное отношение редуктора

Остановим свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения: uдв = 5, 6 uр = 2, 8 uоп = 2

    Эскиз двигателя в приложении 1.

1. 8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов.

1. 9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

    Проверка: Nдв=Тдв*wдв
    Nдв=4, 73*313, 6=1483 Вт
    Двигатель 4А80А2У3

1. 10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w3 с учётом выбранного двигателя

    Проверка Nдв=Тдв*wдв
    Nдв=4. 19*56=1500 Вт

В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений

1. 11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма n1 = nc = 3000 об/мин

    Данные расчётов сведём в таблицу:
    таблица 2
    Тi, Н*м
    wi, рад/с
    ni, об/мин
    Вал А
    4. 78
    314
    3000
    Вал В
    9. 08
    157
    1071
    Вал С
    24
    56
    535
    2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.
    2. 1 Выбираем материал

Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок[s0]=122 МПа, допускаемое контактное напряжение [s]=550 МПа

    2. 2 Определяем внешний делительный диаметр
    коэффициент КНb=1, 2
    коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному
    расстоянию YВRE=0, 285
    [1],
    где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);
    de2 - внешний делительный диаметр, мм;
    [s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;
    up - передаточное отношение редуктора;
    Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение
    de2=100мм
    2. 3 Принимаем число зубьев на шестерне
    Z1=22
    2. 4 Определяем число зубьев на колесе
    Z2=uр*Z1=2, 8*22=62 [1]
    Определяем геометрические параметры зубчатой передачи
    2. 5 Внешний окружной модуль
    [1]
    2. 6 Угол делительного конуса для
    шестерни
    колеса
    2. 7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса
    2. 8 Определяем внешнее конусное расстояние
    [1]
    2. 9 Определяем среднее конусное расстояние
    , где b - длина зуба
    2. 10 Определяем средний окружной модуль

2. 11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса d=m*Z [1] d1=1. 3*22=28. 6 мм

    d2=1. 3*62=80. 6 мм
    2. 12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное
    колеса
    шестерни
    , где Т - крутящий
    момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр

радиальное , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20° Проверка

    коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
    [1]
    средняя окружная скорость колеса
    [1]
    степень точности n=7

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок [1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями; КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

    [1]
    Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
    Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
    [1] , где
    коэффициент нагрузок
    , где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;
    КFV - коэффициент динамичности

Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

    для шестерни
    для колеса
    При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3. 976, YF2 = 3. 6
    Для шестерни отношение
    для колеса

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т. к. полученное отношение для него меньше.

    Проверяем зуб колеса
    3. Разработка эскизной компоновки.
    3. 1 Предварительный расчёт валов редуктора.

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

    ведущего Тк1=Т1=9000 Нм
    ведомого Тк2=Т2=24000 Нм

Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении[tк]=25 МПа

    [1]

диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20 мм. Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа

диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25 мм.

    3. 2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
    Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).

    Длина посадочного участка lст»b=20 мм
    Колесо
    его размеры dае2=101. 1 мм; b=20 мм
    диаметр ступицы dст »1. 6*dк2=1. 6*25=40
    мм; длина ступицы
    lст = (1. 2ё1. 5)* dк2=1. 5*25=37. 5 мм
    lст = 35 мм
    толщина обода
    d0 =(3ё4)*m=1. 3*(3ё4)=5 мм

рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0, 1ё0, 17)*Rе=7 мм колесо

    3. 3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора
    толщина стенок корпуса и крышки
    d = 0, 05*Rе+1=3, 65 мм; принимаем d = 5 мм
    d1=0, 04*Rе+1=3, 12 мм; принимаем d1 = 5 мм
    толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
    верхнего пояса корпуса и пояса крышки
    b=1, 5*d=1, 5*5=7, 5 мм
    b1=1, 5*d1=1, 5*5=7, 5 мм
    нижнего пояса крышки
    р=2, 35*d=2, 35*5=11, 75 мм; принимаем р=12 мм
    Диаметры болтов:

фундаментальных d1=0, 055*R1+12=12, 3 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0, 7ё0, 5)* d1 d1=(0, 7ё0, 5)*12, 3=8, 6ё6, 15 мм; принимаем болты с резьбой М8 болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0, 7ё0, 5)* d1

    d3=6ё7, 2 мм; принимаем болты с резьбой М6
    3. 4 Компоновка редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим подd1 = 20° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 53 мм. Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах. Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников

    Условное обозначение подшипника
    d
    мм
    D
    мм
    B
    мм
    C
    кН
    Co
    кН
    7203
    17
    40
    12
    14. 0
    9. 0
    7204
    20
    47
    14
    21. 0
    13. 0

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2. 5*dв1=2, 5*13=32. 5 мм[2], где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала. Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

    Замером определяем расстояния
    a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм ; a4=64 мм
    4. Проверка долговечности подшипников.
    Ведущий вал
    Расчётная схема
    a1=30 мм
    а2=48 мм
    Рr1=203. 5 Н
    Pa1=74 Н
    P=1678. 3 Н
    Определение реакций опор
    в вертикальной плоскости
    рис. 3 Расчётная схема
    ведущего вала.
    Проверка:
    Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
    Проверка:
    Определение эквивалентных нагрузок

[3] , где X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно; Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;

    Fr - радиальная нагрузка, Н;
    КБ - коэффициент безопасности;
    Кт - температурный коэффициент

, где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

    [1]

здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0. 31 В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=706. 2 H

    Pa2=S1+Pa=271+74=345 H
    X=0. 4 Y=1. 97
    Расчётная долговечность, млн. об.
    Расчётная долговечность, ч
    , где n = 1500 частота вращения ведущего вала.
    Расчёт ведомого вала
    Определение реакций опор в
    вертикальной плоскости
    рис. 4 Расчётная схема
    ведомого вала.
    Проверка:
    Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
    Проверка:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

    В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=63 H
    Pa2=S1+Pa1=63+203. 5=266. 5 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.

    , по этому осевую нагрузку следует учитывать.
    Эквивалентная нагрузка
    Pэ=0. 4*515. 7+1. 67*266. 5=0. 7 кН
    Расчётная долговечность, млн. об.
    [1]
    Расчётная долговечность, ч
    здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

    5. Уточнённый расчёт валов.

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему

    5. 1 Выбор материала вала

Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивленияdb=500 Мпа

    5. 2 Определение изгибающих моментов
    Ведущий вал

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис. 3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

    a1=14 мм;
    а2=48 мм
    Рr=203, 5 Н;
    Ра=74 Н ;
    Р=1678, 3 Н
    Vа=308, 5 Н;
    Vв=105 Н;
    Hа=2727, 2 Н;
    Hв=1048, 9 Н;
    Ma=10, 582 Н*м
    Построение эпюры Мy (рис. 5)
    0ЈyЈa1 My=-Pa*x+Ma;
    y=0 My=Ma
    y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50, 468 Н*м
    0ЈyЈa2 My=-Vв*y=-50, 468 Н*м
    Построение эпюры Мx (рис. 5)
    0ЈxЈa1 Mx=-P*x
    0ЈxЈa2 Mx=-Hв*x
    x=0 Mx=0
    x=a1 Mx=- P*a1=-50, 349 Н*м
    x=0 Mx=0

рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50, 349 Н*м Ведомый вал

    а3=33 мм;
    а4=64 мм
    Рr=74 Н;
    Ра=203, 5 Н;
    Р=595, 5 Н
    Vа=133, 4 Н;
    Vв=-59, 4 Н;
    Hа=393, 9 Н;
    Hв=202 Н;
    Ma=82, 0105 Н*м
    Построение эпюры Мy (рис. 6)
    0ЈyЈa3 My=Vв*y
    y=0 My=0
    y=a3 My=Va*a3=44, 022 Н*м
    0ЈyЈa4 My=Vв*y
    y=0 My=0
    y=a4 My=Va*a4=-38, 016 Н*м
    Построение эпюры Мx (рис. 6)
    0ЈxЈa3 Mx=-Ha*x
    x=0 Mx=0
    x=a3 Mx=- Ha*a3=-129, 657 Н*м
    0ЈxЈa4 Mx=-Hв*x
    x=0 Mx=0
    рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129, 657 Н*м

5. 3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении

    5. 4 Определение осевого момента сопротивления сечения
    [1]
    5. 5 Амплитуда нормальных напряжений
    [1]
    5. 6 Определение полярного момента сопротивления
    5. 7 Определение амплитуды касательного напряжения
    5. 9 Определение коэффициентов запасов прочности
    по нормальному напряжению

, где sv - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0. 97ё0. 9 по касательному напряжению

, где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt - коэффициент концентрации напряжений; et - масштабный фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Yt - коэффициент асимметрии цикла; tm - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.

    5. 10 Определение общего коэффициента запаса прочности
    6. Выбор типа крепления вала на колесе.
    Расчёт соединений.
    6. 1 Выбор материала

В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие[s]см=70ё100 МПа, допускаемое напряжение на срез [t]ср=0, 6*[s]см=42 Мпа

    6. 2 Геометрические размеры шпонки
    b=5 мм;
    h=5 мм;
    t1=3. 0 мм;
    t2=2. 3 мм;
    lш=lст2-(5ё10)=28 мм,
    где lст2 - длина ступицы, мм
    lш - длина шпонки, мм
    шпонка 5ґ5ґ28 ГОСТ 23360-78
    6. 3 Проверка шпонки на смятие
    , где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м (таблица 2);
    dк - диаметр вала под колесо, мм;
    h - высота шпонки, мм;
    b - ширина шпонки, мм;
    lш - длина шпонки, мм
    возьмём с закруглёнными концами
    lp=28-5=23 мм берём 20 мм
    6. 4 Проверка шпонки на срез
    7. Выбор и анализ посадок
    Выбираем посадки
    Примем посадки согласно таблице 4
    таблица 4
    Распорная втулка на вал
    Торцевые крышки на ПК
    Внутренние кольца ПК на валы
    Наружные кольца ПК в корпусе
    Уплотнения на валы
    Выполним анализ посадки Н7/m6
    7. 2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе
    D=25 (Н7) ES=+21 мкм
    EI=0 мкм
    7. 3 Определение предельных отклонений вала
    d=25 (m6) es=+21 мкм
    ei=+8 мкм
    7. 4 Определение max значения натяга
    Nmax=es-EI=21-0=21 мкм
    7. 5 Определение max значения зазора
    Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм
    7. 6 Определение допусков
    7. 6. 1. на отверстие
    ТD=ES=EI=21-0=21 мкм
    7. 6. 2 на вал
    Тd=es-ei=21-8=13 мкм
    7. 7 Определение предельных размеров
    Dmax=D+ES=25+0. 021=25. 021 мм
    Dmin=D+EI=15 мм
    dmax=d+es=25+0. 021=25. 021 мм
    dmin=d+ei=25+0. 008=25. 008 мм
    7. 8 Построим схему допусков
    8. Выбор муфт. Выбор уплотнений.
    Выбор муфты

Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью Вращающий момент на валу электродвигателя

При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4 Расчётный вращающий момент

8. 1. 4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5) таблица 5

    d,
    мм
    D,
    мм
    L, мм
    D1,
    мм
    z
    dп,
    мм
    lп,
    мм
    lв,
    мм
    [Мрас] Н*м
    w, .
    рад/с
    13
    90
    84
    58
    4
    10
    19
    15
    31. 4
    660
    8. 1. 5 Проверяем пальцы на изгиб
    8. 1. 6 Проверяем резиновые втулки на смятие
    Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности
    Выбор уплотнений

Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.

    Ведущий вал

, где w- угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм

Так как u1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71, со следующими параметрами

    dв1
    d
    D
    b
    D1
    d1
    b1
    b2
    13
    12
    21
    2. 5
    22
    14
    2
    3. 0
    Ведомый вал

, где w- угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм

u2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами: dв1

    d
    D
    b
    D1
    d1
    b1
    b2
    17
    16
    25
    3
    26
    18
    2. 5
    3. 2
    9. Выбор смазки редуктора и подшипников.
    9. 1 Выберем смазку для редуктора

Окружная скорость u = 5 м/с. Так как u<10 м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба. Определим объём масляной ванны

V=(0. 5ё0. 8)*Nн , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт V=(0. 5ё0. 8)*1. 5=0. 75ё1. 2 л

При средней скорости u = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м /с Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75

    9. 2 Выберем смазку подшипников качения
    Критерием выбора смазки является k (млн. об. /мин. )
    k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;
    n - частота вращения вала, об/мин
    k1 = dп1*n1 = = млн. об. /мин.
    K2 = dп2*n2 = = млн. об. /мин

Полученные значения k не превышают 300000 млн. об. /мин. , поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже.

    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:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С; в ведомый вал закладывают шпонку 5ґ5ґ28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.

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

    11. Список использованной литературы

Анурьев В. И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 М. : Машиностроение, 1980. - 398 с.

Анурьев В. И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 М. : Машиностроение, 1979. - 483 с.

Дунаев П. Ф. , Леликов О. П. - Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с.

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

Скачен 1056 раз.

Скачать