Проектирование редуктора

Проектирование редуктора

Введение

привод зубчатый передача

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы. Рассмотрим одноступенчатый цилиндрический редуктор с внутренним зацеплением.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И кинематический расчет привода

P_n=5 кВт - мощность на эксцентрике 2.

n₃ - частота вращения эксцентрика 2.

Определяем КПД привода:

КПД зубчатой закрытой передачи з_зп=0,97

КПД подшипников з_пк=0,99

КПД клиноремённой передачи  з_р=0,96

Тогда требуемая мощность двигателя:

Из справочника выбираем двигатель мощностью Р_дв≥Р_n, т. е. Р_дв=5,5кВт

По данным табл.П1 [1, с.390]. "Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)". Рассматриваем электродвигатели 3-х марок..

Рассматриваем двигатели с синхронной частотой вращения n_c:

Передаточное отношение привода:

Из справочника для цилиндрической передачи передаточное отношение 3-6,3

Принимаем i_р = 3 , i_зп = 4i_пр= i_р ^. i_зп = 12 - передаточное отношение привода

Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя:

Выбираем электродвигатель 4А132S6У3, номинальная мощность двигателя P_дв=5,5 кВт, синхронная частота вращения n_с=1000 мин^-1., номинальная частота вращения     n_{дв. ном}=970 мин^-1, скольжение S=3,3 %

Производим уточнение передаточных чисел:

Из справочника для зубчатой передачи i_зп = 5, тогда

Находим частоты вращения различных валов:

 - частота вращения вала двигателя

 - частота вращения ведущего вала

 - частота вращения ведомого вала

 - удовлетворяет условию.

Определяем угловые скорости:

 - угловая скорость ведомого вала

 - угловая скорость ведущего вала

 - угловая скорость вала двигателя

Мощности на валах:

Определяем вращающие моменты:

Момент двигателя: 

на валу шестерни:

на валу колеса:

2. Расчет клиноремённой передачи

n_{дв. ном}=970 мин^-1 - частота вращения ведущего (меньшего) шкива

P_{передав.}= 5259 Вт

i_рем = 2.98 - передаточное отношение

s = 0.015 - скольжение ремня.

. По номограмме выбираем сечение клинового ремня: Б

Технические данные:

l_р= 14 мм, А = 1.38 см², w = 17 мм

. Вращающий момент Т = 67.1^. 10³ Н^.мм

3. Определяем диаметр ведущего шкива d₁, мм:

С учётом того, что d₁ не должен быть меньше 125 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы на 1-2 порядка выше d_1min.Принимаем d₁= 140 мм.

. Диаметр ведомого (большего) шкива d₂, мм:

Ближайшее стандартное значение из таблицы: d₂ = 400 мм

. Уточняем действительные передаточные отношения:

.

Проверим отклонение

.  - минимальное межосевое расстояние.

Ориентировочное межосевое расстояние принимается в 2-3 раза больше полученного.

Принимаем = 800 мм

. Расчётная длина ремня

Из таблицы находим ближайшее стандартное значение l = 2500 мм.

. Уточняем действительное межосевое расстояние:

a = 815.7 мм - действительное межосевое расстояние.

Рекомендуется обеспечить уменьшение a на 0.01 l, для обеспечения одевания ремня на шкив, увеличение a на 0.025 l для увеличения натяжения ремней.

. Угол охвата меньшего шкива:

. Определяем линейную скорость ремня , м/с :при n₁ = 970 об/мин

. Частота пробегов ремня U, с^-1:

. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём:

Для сечения Б базовая длина ремня L_б = 2500 мм

м/с  -  2.17 кВт

м/с  -  3.72 кВт

Предполагаем, что функция между точками линейна, тогда по линейной интерполяции:

 - коэффициент длительности работы и динамичности нагрузки (умеренная нагрузка)

 - коэффициент угла обхвата (= 161.8⁰)

 - коэффициент влияния относительной расчётной длины к базовой.

. Сила предварительного натяжения одного ремня F₀, Н:

. Окружная сила, передаваемая комплексом ремней F_t, Н:

. Сила натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей одного ремня ,Н:

. Сила давления на вал комплекта ремней:

17. Ширина шкивов B_ш, мм:для сечения Б : е = 19, f = 12.5

. Рабочий ресурс клиноременной передачи H₀, ч:

- базовое число циклов (для сечения Б)

- длина ремня

 - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

(при постоянной нагрузке)

где  - напряжение растяжения

 напряжение изгиба

 напряжение от центробежных сил

. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

Шестерня: сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230;

Колесо: сталь 45, термическая обработка - улучшение, НВ 200.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем по таблице, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор. Примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колёс, так как со стороны клиноремённой передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая деформацию и ухудшение контакта зубьев:

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов:

            [1, табл.3.2]

где  - предел выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с поверхностью зубьев менее НВ 350 и термической обработкой нормализацией

;             [1, с.390]

Коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали принимают[S_H]=1.1~1,2

Принимаем [S_H]=1.1.

Следовательно, расчетное допускаемое контактное напряжение:

[1, табл.3.2]

Мощность на валу эксцентрика(на ведомом валу редуктора): P_в= 5.05 кВт

Принимаем коэффициент ширины венца: =0.4

Межосевое расстояние для передачи с внутренним зацеплением:

Для косозубых передач К_а=43; =5

Определяем межосевое расстояние:

Ближайшее значение a_w из единого ряда по ГОСТу: a_w =200 мм.

Окружной модуль зацепления

m_n = (0.01¸0.02)a_w = (0.01¸0.02)×200 = 2¸4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n=2.5 мм                  [1, с.36]

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев:

;         [3, с.213]

Принимаем z₁=26;

z₂=z₁∙i_ред=26∙5=130;

Принимаем z₂=130;

Уточняем значение угла наклона зубьев:

=12.83857⁰

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительных окружностей:

шестерни

        [3, с.203]

колеса

Проверка межосевого расстояния

.

Диаметры вершин зубьев

d_a1=d₁+2m_n=66.67 + 2∙2.5=71.67, мм

d_a2=d₂+2m_n=333.33 + 5=338,33 мм

Ширина колеса   [3, с.213]

ширина шестерни .

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

При v < 10 м/с для цилиндрических косозубых передач принимаем восьмую степень точности. [2, табл.4.7]

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

.

Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешности зацепления и деформации зубьев K_Hb при y_bd=1.28 твердости НВ£350 и несимметричности расположения колёс (из-за натяжения клиноремённой передачи) K_Hb »1,162 [1, табл.3.5]

Для прямозубых колес при v<5 м/с, НВ£350 и восьмой степени точности динамический коэффициент, учитывающий поправку на скорость K_Hv=1,0

Для косозубых колес при v = 1.14 м/с коэффициент K_Ha=1.07        [1, табл.3.4]

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений К_Н=1.162∙1.07∙1=1.244

Проверка контактных напряжений:

         [3, с.211]

; 426 МПа < 454.5 МПа

Условия прочности выполняются.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба для прямозубых передач:

.            [3, с.210]

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и ее динамическое действие .

Значение K_Fb при y_bd=1.28 твердости НВ£350 и несимметричности расположения колёс относительно опор(из-за натяжения клиноремённой передачи) K_Fb »1,332   [1, табл.3.7]

Коэффициент динамичности K_Fv при восьмой степени точности, твердости НВ£350 и окружной скорости до 3 м/с - K_Fv=1,1                 [1, табл.3.8]

Следовательно,

.

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба, зависящий от эквивалентного числа

зубьев z_v:

методом линейной интерполяции: Y_F1=3,86

 Y_F2=3.6 (при z_v > 110)

Допускаемое контактное напряжение .

Коэффициент безопасности .

учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1.75. Для стали 45 улучшение, при твердости НВ£350 .

Для шестерни ;

Для колеса                  [1, табл.3.9]

 учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 (для поковок и штамповок).                               [1, с.44]

Следовательно, .

Допускаемое напряжение:

.

Проверку на изгиб следует проводить для того колеса, для которого отношение меньше. Найдём эти отношения:

Для шестерни

Для колеса

Рассчитываем напряжение изгиба для колеса .

Условие прочности выполнено.

. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:

              [1, с.161]

Допускаемое напряжение на кручение: для ведущего вала [t_к1]=20 МПа(Н/мм²),

учитывая то, что ведомый вал испытывает изгиб от натяжения клиноремённой передачи;

для ведомого вала [t_к2]=25 МПа(Н/мм²);

Т_к - крутящий момент, Н×мм.

Ведущий вал

Принимаем диаметр выходного конца вала из стандартного ряда R40 (ближайшее большее): = 34,мм

Примем диаметр вала под подшипниками d_п1 = 40 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение: [t_к]=25 МПа

Принимаем d_B2=55 мм. Диаметр вала под подшипниками d_п2=60 мм, под зубчатым колесом d_к2=65 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня: d₁=66.67 мм, d_a1=71.67 мм, b₁=85 мм.

Колесо кованое: d₂=333.33 мм, d_a2=338.33 мм

Диаметр ступицы: .

Длина ступицы  Принимаем = b₂=80 мм.

Толщина обода: д₀=(2.5~4)m_n=6,25~10 мм. Принимаем д₀=10 мм

Толщина диска С=0.3^. b₂ =0.3^. 80= 24 мм. Принимаем С=24 мм.

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:        [1, табл.10.2]

. Принимаем d=8 мм.

. Принимаем d₁=8 мм.

Толщина фланцев корпуса:

Верхний пояс корпуса: b=1,5∙d =1,5×8=12 мм.

Нижний пояс корпуса: р=2,35∙d₁=2,35∙8=18,8мм, принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

1) Фундаментных: d₁=(0,03~0,036)a_w+12=18~19.2 мм. Принимаем болты с резьбой М20.

) Соединяющих крышку с корпусом: d₃=(0,5~0,6)d₁=10~12 мм ,принимаем болты с резьбой М12.

Толщина ребер у основания корпуса: m=(0,85~1)д=4,6~6 мм, принимаем m=8 мм.

. первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Учитывая расстояние а_w=200 мм вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием (погружением зубчатого колеса в масло).

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии для шестерни и легкой серии для колеса:

Диаметры остальных участков валов назначим исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал

Из расчета редуктора F_t=4583 Н, F_r=1711 Н, F_а=1044 Н

из первого этапа компоновки редуктора l₁= l₂=78 мм

Плоскость xz: 

а) Определяем опорные реакции:

Проверка:

 Верно.

---б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 0,1,2:

Плоскость yz:

Проверка: Верно

Суммарные реакции: .

.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии 308. Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:

            [1, с.212],

радиальная нагрузка на подшипник P_r=2565, H;

осевая сила, действующая в зацеплении  = 1044, Н

где V- коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;

k_б=1.3 - коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]

k_T, - температурный коэффициент, при рабочей температуре Т≤125° С  k_T=1 [1, табл.9.20]

Отношение  e = 0,25

Отношение  X=0.56, Y=1.78

Номинальная долговечность подшипника, млн. об.:

        [1, c.211]

где С - динамическая грузоподъемность, Р_э - эквивалентная нагрузка, р=3 - для шарикоподшипников.

Номинальная долговечность в часах:

         [1, c.211]

Ресурс подшипника 22710 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.

Ведомый вал

На тихоходный вал действуют такие же силы, как и на ведущий: F_t=4583 Н, F_r=1711 Н, F_а=1044 Н

Найдем силу действия эксцентрика на вал:

Частота вращения эксцентрика n=65, w = 6.81 рад/с

Примем диаметр эксцентрика = диаметру зубчатого колеса d_экс = 338 мм.

R_экс = 338/2= 169 мм = 0.169 м.

, , ,   

Из первого этапа компоновки редуктора l₂=78 мм.

. Плоскость xz:

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси z в характерных сечениях -0,1,2:

. Плоскость yz:

а) Определяем опорные реакции:

Проверка:  Верно

Суммарные реакции: .

   [1, с.212]

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии 212

Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:

            [1, с.212],

где радиальная нагрузка на подшипник P_r=5494, H;

осевая сила, действующая в зацеплении  = 1044, Н

где V- коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;

k_б=1.3 - коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]

k_T, - температурный коэффициент, при рабочей температуре Т≤125° С  k_T=1 [1, табл.9.20]

Отношение  e = 0,23

Отношение  X=1, Y=0

Номинальная долговечность подшипника, млн. об.:

        [1, c.211]

где С - динамическая грузоподъемность, Р_э - эквивалентная нагрузка, р=3 - для шарикоподшипников.

Номинальная долговечность в часах:

         [1, c.211]

Ресурс подшипника 46010 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.

Данные подшипники после отработки редуктора рекомендуется демонтировать и использовать при ремонтных работах.

. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78.

10. проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными краями. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. [5, табл.К42]

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Условие прочности:

.           [1,с170]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s_см]=100¸120 МПа, при чугунной [s_см]=50¸70 МПа.

Ведущий вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи. d=34 мм; сечение шпонки bхh=10x8мм, t₁=5 мм, длина шпонки l=56 мм., момент на ведущем валу Т₁=152∙10³ Н∙мм

Условие прочности выполнено .

Ведомый вал.

) Проверяем шпонку под эксцентриком, так как она более нагружена (меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

d=55 мм; сечение шпонки bxh=16x10 мм, t₁=6 мм; длина шпонки l=63 мм, момент на ведомом валу Т₂=742,1∙10³ Н∙мм:

.

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности s_см<[s_см] выполнено.

) Проверяем шпонку под зубчатым колесом. d=65 мм; сечение шпонки bxh=20x12 мм, t₁=7.5 мм; длина шпонки l=70мм, момент на ведомом валу Т₂= 742,1∙10³ Н∙мм:

Условие прочности шпоночного соединения s_см<[s_см].

11. уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s³[s].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно целое с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По таблице [1, табл.3.3] при диаметре заготовки до 90 мм (d_a1=50,5 мм) среднее значение s_В=780 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .

Сечение A - A

Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,             [1, с.164]

где амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

.  [2, с.164]

При d=34 мм, b=10 мм, t₁=5 мм, момент сопротивления кручению сечения вала для валов с одним шпоночным пазом:

  [2, табл.8.25]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Принимаем эффективный коэффициент концентраций напряжений для данного сечений вала со шпоночным пазом k_t=1,68  [1,табл.8.5]

Масштабный фактор для касательных напряжений e_t=0,75. [1,табл.8.5]

Коэффициент y_t =0,1 - для углеродистых и легированных сталей [1,с.162]

.

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется: s≥[s].

Изгибающий момент от консольной нагрузки в сечении А - А при длине посадочной части l=63 мм, при :

Осевой момент сопротивления сечения изгибу:   [2, с.164]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

При отсутствии осевой нагрузки у_m=0:     [1, с.163]

,

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s≥[s].

Так как коэффициент запаса прочности получился большим, то проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная; s_В=570 МПа .  [1, табл.3.3] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: .

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d=65 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Крутящий момент: T₃=742.1 Н^.мм = 1.49, = 1.59

Масштабные факторы находим методом линейной интерполяции:

Коэффициенты y_t =0,15, y_t=0.1.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивления кручению:

Амплитуда и среднее значение касательных напряжений отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,              [2, с.164]

При отсутствии осевой нагрузки у_m=0.                   [1, с.163]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,             [1, с.162]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,             [1, с.164]

[2, с.164]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,              [2, с.164]

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s≥[s].

Сечение К-К. Концентрацию напряжений обуславливает посадка подшипника с гарантированным натягом и наличием больших изгибающих моментов.

При d=30 мм, b=10 мм, t₁=5 мм, для сплошных валов полярный момент сопротивления сечения: ;               [2, табл.8.25]

осевой момент сопротивления сечения:

Принимаем значения  и  для посадок с гарантированным натягом при d=30 мм и s_В=780 МПа; ;       [1,табл.8.7]

Коэффициент y_t =0,1                          [1,с.162]

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности, при R_a=0,32~2,5 мкм принимают в=0,97~09; Принимаем в=0,95.

где амплитуда и среднее значение касательных напряжений от нулевого цикла:

,             [2, с.164]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,              [2, с.164]

М_сеч - суммарный изгибающий момент рассматриваемого сечения:

М_А-А=

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,             [1, с.164]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,             [1, с.162]

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s≥[s].

12. посадки зубчатого колеса, подшипников и втулок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными [1,табл.10.13]

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/r6 по ГОСТ 25347-82. Посадка стакана под подшипники качения в корпус Н7/h7. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения в корпусе под наружные кольца по Н7. Распорная втулка на быстроходном валу Н7/h6, на тихоходном валу E9/k6

. АНАЛИЗ ПОСАДОК

Соединение вал-ступица зубчатого колеса.

Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку Æ40 Н7/r6

Находим предельные отклонения

для отверстия Æ40 Н7 ES=+25 мкм.

EI= 0 мкм.

для вала Æ40 r6 es= +50 мкм.

ei= +34 мкм.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

D_max= D + ES = 40 + 0.025 =40,025 мм_min= D + EI = 45 мм_max = D + es = 40 + 0,050=45.050 мм_min = D + ei = 45 + 0,034=45.034 мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

TD=ES - EI = 25-0=25 мкм= es - ei = 50 - 34=16 мкм

Вычисляем предельные значения натягов

_max = es - EI =50-0=50 мкм_min = ei- ES = 34-25 = 9 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов N_max, N_min.

Определяем допуск натяга

= TD+Td =25 + 16 = 41 мкм

Соединение вала со ступицей колеса выполнено по посадке с гарантированным натягом 41 мкм. Посадка выполнено в системе отверстия.

Строим картину расположения допусков и проставляем: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов N_max, N_min.

Рассмотрим посадку распорной втулки на ведущем валу.

Находим величины предельных отклонений для отверстий Ш 30 H7  ES= + 21 мкм EI= 0 мкм для вала Ш 30 h6    es = 0 мкм= -13 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов N_max, N_min.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

Dmax= D + ES = 30 + 0,021 =30,021 мм= D + EI = 30 + 0 =30 мм= D + es = 30 + 0=30 мм= D + ei = 30 - 0,013=29,987 мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

TD=ES - EI = 21-0 = 21 мкм= es - ei = 0+13=13 мкм

Вычисляем предельные значения зазоров

Smax = ES-ei = 21 + 13 = 34 мкм= EI-es = 0 - 0 = 0 мкм

Определяем допуск зазора

= TD+Td =21 + 13 = 34 мкм

Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с гарантированным зазором: отверстие Ш 30 Н7 выполнено в системе вала, а вал Ш 30 h6 выполнен в системе отверстия.

Рассмотрим посадку шпоночного соединения выходного конца ведомого вала с полумуфтой:

Находим приложение величин предельных отклонений

для шпонки 8 h9    es = 0 мкм

ei = -36 мкм

для паза втулки и вала 8 Р9 ES= -15 мкм

EI= -51 мкм

Соединение

1. Вычисляем предельные размеры

для ширины шпонки 

d_max = D + es = 8+ 0=8 мм

d_min = D + ei = 8-0,036=7,964 мм

для паза втулки и паза вала

D_max= D + ES = 8 - 0,015 = 7,985 мм_min= D + EI = 8 - 0,051 = 7,949 мм

2. Определяем величины допусков

для шпонки

Td = es - ei = 36 мкм

для паза втулки и паза вала

TD = ES-EI = -15+51 = 36 мкм

3. Вычисляем предельные значения зазоров и натягов для соединения шпонки с пазом втулки и пазом вала.

N_max = es - EI = 51 мкм_max = ES-ei =-15+36= 21 мкм

Данная посадка может быть как с натягом так и с зазором, т. е. посадка переходная в системе вала.

Допуск зазора и натяга 

TS=TN=TD+Td=36+36=72 мкм

14. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение цилиндрического колеса примерно на (0,5…5)m соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм. Расстояние от поверхности колеса до дна ванны не меньше двухкратной толщины стенки корпуса.                         [4,с.53]

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25×5,68»1,42 дм³.                     [1,с.321]

Устанавливаем вязкость масла для ванн зубчатых редукторов.     [4,табл.51]

При контактных напряжениях s_Н=382,9 МПа и скорости v=7,19 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна× n₅₀=55 мм²/с. Принимаем масло индустриальное И-50А.                         [4,табл.53]

Смазка подшипниковых узлов на валу колеса производится этим же маслом при разбрызгивании его зубчатой передачей.

Смазка подшипниковых узлов на валу шестерни производится пластичным смазочным материалом - солидол синтетический (ГОСТ 4366-76).  [1,табл.9.14] Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи смазочного материала применяется пресс-масленка, смазку подают под давлением специальным шприцом.

. сборка редуктора

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, прикручивая ее винтами.

На ведущий вал насаживают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до 80-100°С и распорную втулку. Затем устанавливают стакан и второй подшипник. Закрепляют подшипники шлицевой гайкой и устанавливают стакан в корпус редуктора. После этого на ведущий вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки и закрепляют крышки болтами.

Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробку отдушину, приворачивают фонарный маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним зацеплением.

Подводя результаты нужно сказать, что расчеты передач по таким критериям, как металлоемкость, габаритные размеры, технологичность изготовления, экономические показатели и конечно компоновка привода дает возможность принять оптимальное решение при выборе типа редуктора.

В результате приобретенные навыки и опыт проектиравания механизмов обшего назначения станет базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проекту.

Список используемой литературы

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

2. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. К.: Высшая школа, Головное издательство, 1987г.-328с.

3. Мовнин М.С. Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982г.-288с.

4. Цехнович Л.И., Петреченко И.П. Атлас конструкций редукторов. К.: Выща школа, 1990.-151с.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. сказ, 1999г. - 454с.

6. Воронов В.Р. Примеры анализа посадок. Томск, Изд. ТПУ1989-32 с.