Математика

Расчет одноступенчатого редуктора


                             Техническое задание



                                                                 Исходные
данные:
                                                                 Т = 18 Н*м
                                                                 ( = 56
рад/с
                                                                  d = 0.55
м



        схема 1
1. Электродвигатель
2. Упругая муфта
3. Редуктор с прямозубой конической передачей
4. Открытая коническая передача
5. 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
1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2(4,
  косозубой цилиндрической U=4(6, для конической U=2(3)
2. Высокая нагрузочная способность
3. Высокий КПД (0.96(0.99)
4. Малые габариты
5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании
6. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры
                         Недостатки зубчатых передач
1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
3. Шум при больших скоростях.
4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на
  компенсацию динамических нагрузок.
5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.
6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания
  зубьев.
7. 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*( (Вт)                  Т=Твых=Т3
        N=56*18=1008 Bт
1.2 Определяем КПД
        (=(р*(оп*пк                                             р-редуктора
        (=0,97*0,96*0,9[pic]=0,679                           оп-открытой
передачи

пк-подшипников качения
1.3 Определяем мощность двигателя
                                              [pic]
1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия
        Nн ( 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
                       [pic] , где nдв - синхронная частота вращения,
Об/мин;
nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1),
Об/мин

                                  [pic]                   [pic]
                            [pic]                  [pic]
1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи
        u = 2(3
1.7 Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической
прямозубой передачи U=2(3
                 [pic], где U - передаточное отношение двигателя
                                                    Uоп - передаточное
отношение открытой
                                                          передачи
                                                    Uр - передаточное
отношение редуктора
[pic]        [pic]
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.                                         [pic]
            [pic]
1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма
                              [pic]
Проверка: Nдв=Тдв*(дв
                   Nдв=4,73*313,6=1483 Вт
Двигатель 4А80А2У3
1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, (3 с учётом выбранного двигателя
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
Проверка     Nдв=Тдв*(дв
                               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
[pic]
Данные расчётов сведём в таблицу:
                                                                   таблица 2
|                |Тi, Н*м         |(i, 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 ((0(=122 МПа, допускаемое контактное напряжение  (((=550 МПа



-



рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами
2.2 Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1)
      коэффициент КН(=1,2
      коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному
      расстоянию (ВRE=0,285

                                  [pic]  (1(,
где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);
   de2 - внешний делительный диаметр, мм;
   (((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

                                [pic]       (1(
2.6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1):
                             шестерни             [pic]
                             колеса                  [pic]

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)
     [pic]
2.8 Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)
            [pic]      (1(
2.9 Определяем среднее конусное расстояние  (см. Рис.1)
      [pic], где b - длина зуба
2.10 Определяем средний окружной модуль
           [pic]
2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)
           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
                                              [pic]
                           шестерни
                                               [pic], где Т - крутящий
момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр
        радиальное           [pic]                             [pic], где Р
- окружное усилие, ( - угол делительного конуса, ( = 20(
        Проверка
  коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
             [pic]                (1(
  средняя окружная скорость колеса
            [pic]          (1(
  степень точности        n=7
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок
              [pic] (1(, где КН(  -  коэффициент  учитывающий  распределение
нагрузки по длине зуба;
КН( - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КНV  -  коэффициент  учитывающий  динамическую  нагрузку  в  зацеплении  для
прямозубых колёс
               [pic]      (1(
   Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
[pic]
            Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
                                       [pic]        (1( , где
коэффициент нагрузок
                                 [pic], где КF( - коэффициент концентрации
нагрузки;
КFV - коэффициент динамичности
Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от  эквивалентных  чисел
зубьев:
      для шестерни
                                 [pic]
       для колеса
                                   [pic]
При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6
Для шестерни отношение
                                       [pic]
       для колеса
                                        [pic]
Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное  отношение  для
него меньше.
Проверяем зуб колеса
                    [pic]



                     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 ((к(=25  МПа
                                   [pic]               (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
((к(=25 МПа
                                            [pic]
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 = (1.2(1.5)*
dк2=1.5*25=37.5 мм
                                                      lст = 35 мм
                                                      толщина обода
                                                      (0
=(3(4)*m=1.3*(3(4)=5 мм
рис2. Коническое зубчатое          толщина диска С=(0,1(0,17)*Rе=7 мм
          колесо
3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора
толщина стенок корпуса и крышки
( = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем ( = 5 мм
(1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем (1 = 5 мм
толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5*(=1,5*5=7,5 мм
b1=1,5*(1=1,5*5=7,5 мм
нижнего пояса крышки
р=2,35*(=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=(0,7(0,5)* d1
d1=(0,7(0,5)*12,3=8,6(6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8
болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7(0,5)* d1
d3=6(7,2 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 под (1 = 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          |     d   |      D  |      B  |      C  |      Co |
|обозначение       |мм       |мм       |мм       |кН       |кН       |
|подшипника        |         |         |         |         |         |
|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
                                                         [pic]
                                                                      [pic]
                                                    [pic]
                                                        [pic]
рис. 3  Расчётная схема
            ведущего вала.

       [pic]
Проверка:
                                           [pic]
   Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
                                                  [pic]
                                                [pic]
Проверка:
                    [pic]
Определение эквивалентных нагрузок
                [pic]  (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
                                   [pic], где Нi, Vi - реакции опор в
горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н
                                [pic]
   Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

                   [pic]   (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
  [pic]
     X=0.4                        Y=1.97
                 [pic]
   Расчётная долговечность, млн. об.
                   [pic]
   Расчётная долговечность, ч
                 [pic], где n = 1500 частота вращения ведущего вала.
   Расчёт ведомого вала
                                                               [pic]
                                                         Определение
реакций опор в
                                                         вертикальной
плоскости
                                [pic]
                                [pic]
                                                         [pic]
                                [pic]
рис. 4  Расчётная схема
           ведомого вала.
[pic]
[pic]
[pic]
Проверка:
                                  [pic]
            [pic]            [pic]
            Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
                                   [pic]

                                   [pic]
                                   [pic]
[pic]                          [pic]
[pic]
Проверка:
                                                                     [pic]

                 [pic]
   Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
                            [pic]
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.
[pic], по этому осевую нагрузку следует учитывать.
   Эквивалентная нагрузка
                     Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН
   Расчётная долговечность, млн. об.
                                       [pic]   (1(
   Расчётная долговечность, ч
здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала
                                   [pic]

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 сопротивления (b=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)
                                 0(y(a1    My=-Pa*x+Ma;
                                 y=0      My=Ma
                                 y=a1     My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м
                                 0(y(a2     My=-Vв*y=-50,468 Н*м
                                   Построение эпюры Мx (рис. 5)
                                 0(x(a1      Mx=-P*x
                                 0(x(a2      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)
                                  0(y(a3    My=Vв*y
                                  y=0      My=0
                                  y=a3     My=Va*a3=44,022 Н*м
                                  0(y(a4     My=Vв*y
                                  y=0      My=0
                                  y=a4     My=Va*a4=-38,016 Н*м
                                  Построение эпюры Мx (рис. 6)
                                  0(x(a3      Mx=-Ha*x
                                  x=0         Mx=0
                                  x=a3     Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м
                                  0(x(a4      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
[pic]
5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения
[pic](1(
5.5 Амплитуда нормальных напряжений
[pic]      (1(
5.6 Определение полярного момента сопротивления
[pic]
5.7 Определение амплитуды касательного напряжения
[pic]
5.9 Определение коэффициентов запасов прочности
    1   по нормальному напряжению
     [pic],где (v  -  амплитуда  нормальных  напряжений;  К(  -  эффективный
     коэффициент концентрации нормальных напряжений; (( - масштабный  фактор
     для  нормальных  напряжений;  (  -  коэффициент   учитывающий   влияние
     шероховатости поверхности ( = 0.97(0.9
    2   по касательному напряжению
     [pic], где (-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле
     кручения; k( - коэффициент концентрации напряжений; (( - масштабный
     фактор; ( - амплитуда касательных напряжений, МПа; ( - коэффициент,
     учитывающий влияние шероховатости поверхности; (( - коэффициент
     асимметрии цикла; (m - среднее значение амплитуды касательных
     напряжений, МПа.
5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности
             [pic]



                   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  (((см=70(100
МПа, допускаемое напряжение на срез (((ср=0,6*(((см=42 МПа
6.2 Геометрические размеры шпонки

                                                                 b=5 мм;

                                                                 h=5 мм;
                                                                 t1=3.0 мм;

                                                                 t2=2.3 мм;
                                                                 lш=lст2-
(5(10)=28 мм,
                                                                 где lст2 -
длина ступицы, мм
                                          lш - длина шпонки, мм
шпонка 5(5(28      ГОСТ 23360-78
6.3 Проверка шпонки на смятие
                         [pic], 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
                   [pic]
 возьмём с закруглёнными концами
                      lp=28-5=23 мм      берём 20 мм
6.4 Проверка шпонки на срез
[pic]



                          7. Выбор и анализ посадок
1  Выбираем посадки
   Примем посадки согласно таблице 4
                                                                   таблица 4
|Зубчатое колесо на вал                          |[pic]              |
|Распорная втулка на вал                         |[pic]              |
|Торцевые крышки на ПК                           |[pic]              |
|Внутренние кольца ПК на валы                    |[pic]              |
|Наружные кольца ПК в корпусе                    |[pic]              |
|Уплотнения на валы                              |[pic]              |

                        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.
1  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



1  Вращающий момент на валу электродвигателя
                                                                [pic]
2  При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4
3  Расчётный вращающий момент
                                                      [pic]
8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)
                                                                   таблица 5
|   d, |   D, |L, мм |  D1, |   z  |  dп, |   lп,|   lв,|(Мрас(|  (,. |
|      |мм    |      |мм    |      |мм    |      |      |Н*м   |рад/с |
|мм    |      |      |      |      |      |мм    |мм    |      |      |
|  13  |  90  |  84  |  58  |   4  |  10  |  19  |  15  | 31.4 | 660  |


8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб
                [pic]
8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие
                  [pic]
Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности
2  Выбор уплотнений
   Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной
скорости валов.
   Ведущий вал
                              [pic], где ( - угловая скорость ведущего
вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм
    Так как (1<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
                          [pic], где  ( - угловая  скорость  ведомого  вала,
рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм
(2<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 ( = 5 м/с. Так как (<10 м/с, то примем картерную
смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.
  Определим объём масляной ванны
                   V=(0.5(0.8)*Nн     , где Nн - номинальная мощность
двигателя, Вт
                  V=(0.5(0.8)*1.5=0.75(1.2 л
  При средней скорости ( = 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 5(5(28 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



1. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в  3-х   томах.
  Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.
2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в  3-х   томах.
  Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. -  Детали  машин.  Курсовое  проектирование.  -
  Высшая школа, 1990. - 523 с.
4.  Чернавский  С.А.  -  Курсовое  проектирование  деталей  машин.   -   М.:
  Машиностроение, 1988. - 416 .с



                              Оглавление


Техническое задание
                    1 Назначение и сравнительная характеристика привода
             2
 Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя
                                                                      4
 Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи         7
 Разработка эскизной компоновки редуктора                               10
 Проверка долговечности подшипников
13
 Уточнённый расчёт валов
          17
 Выбор типа крепления вала на колесе
 20
Выбор и анализ посадок
             21
Выбор муфт. Выбор уплотнений
     22
Выбор смазки редуктора и подшипников
23
Сборка редуктора
                 25
Список использованной литературы
 26
Приложения
Оглавление




смотреть на рефераты похожие на "Расчет одноступенчатого редуктора"