Редуктор цилиндрический косозубый

Редуктор цилиндрический косозубый

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определение общего к.п.д. привода

ήобщ= ήред*ήрем*ήпод2, (1) [10, с. 291]

где ήред - к.п.д. редуктора;

ήрем - к.п.д. ременной передачи;

ήпод2 - к.п.д. подшипника.

Значения к.п.д. для передач разных типов приведены в табл. 1.1. [10, с. 7]

Принимаем значение ηред = 0.97, ηрем =0.96, ηпод2 =0.99 и по формуле (1) находим значение общего к.п.д. привода:

ηобщ= 0.97*0.96*0.99 = 0.92

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

Pдв = Рвых/ ηобщ, (2) [4, с. 16]

где Рвых - мощность на выходном валу привода валу привода, кВт;

ηобщ - общий к.п.д. двигателя.

Принимаем Рвых =3.4 кВт из условия и ήобщ = 0.92 и считаем по формуле (2):

Pдв = 3.4/0.92 = 3.7 кВт

1.3 Определение требуемой частоты вращения

nдв = nвых * iобщ, (3) [4, с. 17]

где nвых - частота вращения выходного вала привода, об/мин;

рекомендуемое передаточное отношение привода.

iобщ = i14=i12*i34, (4) [4, с. 17]

где i12 - рекомендуемое передаточное отношение передачи 1-2;

i34 - рекомендуемое передаточное отношение передачи 3-4.

Значение рекомендуемого передаточного отношения передач приведены в

Табл. 2.2. [4, с. 17]

Принимая i12 = 3 и i34= 3 из условия, подставляем значение в формулу (4): iобщ = i14 = 3*3=9

Дальше для вычислений возьмем формулу:

nвых = (30*ωвых)/π, (5) [4, с. 17]

где ωвых - скорость вращения выходного вала, рад/с;

π - константа

Принимая ωвых = 8.4 рад/с и π = 3.14, подставляем значение в формулу (5):

nвых = (30*8.4)/3.14= 80 об/мин

Теперь вычисляем значение nвых =80 об/мин и iобщ =9 подставляем в формулу (3):

nдв =80*9=720 об/мин

Согласно табл. П1 [10, с. 392] выбираем электродвигатель 4А132S8 по ГОСТ 19523-81. Рдв=4 кВт; nдв=720 об/мин.

1.4 Уточнение передаточного отношения передач

Уточненное общее передаточное отношение:

iобщ = i14= nдв / nвых, (6) [4, с. 19]

где nдв - частота вращения привода, об/мин;

nвых - частота вращения выходного вала привода, об/мин;

Принимая nдв =720 об/мин и nвых = 80 об/мин, подставляем в формулу (6):

iобщ = i14=720/80=9

Учитывая, что:

i14=i12*i34,

выражаем i34;

34=i14/i12, (7) [4, с. 19]

где i14-уточненное общее передаточное отношение привода;

i12 - передаточное отношение передачи 1-2.

Принимая i14=9 и i12=3, подставляем в формулу (7):

i34=9/3=3

По рекомендации [4, с. 19] принимаем i34=3

1.5 Кинематический и силовой расчет

1.5.1 Мощность на валах

Мощность на входном валу 1

Р1=Pдв= 4 кВт [4, с. 19]

Мощность на промежуточном валу 2-3

Р2= Р1*η12*ηпод, (8) [4, с. 19]

где Р1 - мощность на входном валу 1, кВт;

η12 - к.п.д. передачи 1-2;

ηпод - к.п.д. подшипника.

Принимаем Р1= 4 кВт, η12=0.96 и ηпод=0.99 и подставляем в формулу (8):

Р2=4*0.96*0.99=3.8 кВт

Мощность на выходном валу 4

Р3= Р2*η23*ηпод, (9) [4, с. 19]

где Р2 - мощность на промежуточном валу 2-3, кВт

η34 - к.п.д. передачи 3-4;

ηпод - к.п.д. подшипника.

Принимаем Р2=3.8 кВт, η23 = 0.97 и ηпод = 0.99 и подставляем в формулу (9):

Р3=3.8*0.96*0.99=3.6 кВт

1.5.2 Частота вращение валов

Частота вращение входного вала 1

Частота вращения промежуточного вала 2-3

n2=n1/i12, (10) [4, с. 19]

где n1 - частота вращения входного вала 1, об/мин;

i12 - передаточное отношение передачи 1-2.

Принимаем n1=720 об/мин и i12= 3 и подставляем в формулу (10):

n2= 720/3=240 об/мин

Частота вращения выходного вала 4

n3=n2/i23, (11) [4, с. 19]

где n2 - частота вращения промежуточного вала 2-3, об/мин;

i23 - передаточное отношение передачи 3-4

Принимаем n2= 240 об/мин и i23=3 и подставляем в формулу (11):

n3=240/3=80 об/мин

1.5.3 Скорость вращения валов

Скорость вращения входного вала 1

ω1=(π*n1)/30, (12) [4, с. 19]

где n1 - частота вращения входного вала 1, об/мин;

π - константа

Принимаем π=3.14 и n1= 720 об/мин и подставляем в формулу (12):

ω1=(3.14*720)/30=75 рад/с

Скорость вращения промежуточного вала 2-3

ω2=(π*n2)/30, (13) [4, с. 19]

где n2 - частота вращения промежуточного вала 2-3, об/мин;

π - константа

Принимаем π=3.14 и n2= 240 об/мин и подставляем в формулу (12):

ω1=(3.14*240)/30=25 рад/с

Скорость вращения выходного вала 4

ω3=(π*n3)/30, (13) [4, с. 19]

где n4 - частота вращения промежуточного вала 4, об/мин;

π - константа

Принимаем π=3.14 и n3= 80 об/мин и подставляем в формулу (12):

ω3=(3.14*80)/30=8.4 рад/с

Проверка: ω4= ωвых [4, с. 19]

ωвых = nвых/9.55 (15) [10, с. 7]

Принимая = 80 об/мин подставляем в формулу (15):

ωвых = 80/9.55=8.4 рад/с

Следовательно: ω3= ωвых, так как 8.4 рад/с = 8.4 рад/с

1.5.4 Вращающие моменты на валах

Вращающий момент на входном валу

Т1=(Р1*103)/ω1, (16) [4, с. 20]

где Р1 - мощность на входном валу 1, кВт;

ω1-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р1=4 кВт и ω1=75 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т1=(4*103)/75=53 Н*м

Вращающий момент на входном валу

Т2=(Р2*103)/ω2, (16) [4, с. 20]

где Р2 - мощность на входном валу 1, кВт;

ω2-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р2=3.6 кВт и ω2=25 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т2=(3.8*103)/25=152 Н*м

Вращающий момент на входном валу

Т3=(Р3*103)/ω3, (16) [4, с. 20]

где Р3 - мощность на входном валу 1, кВт;

ω3-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р3=3.6 кВт и ω3=25 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т3=(3.6*103)/8.4=428 Н*м

Проверка: Т3=Твых [4, с. 20]

Твых=Рвых/ ωвых, (19) [4, с. 20]

ωвых - скорость на выходе, рад/с

Принимая Рвых= и ωвых =8.4 рад/с, подставляем в формулу (19):

Твых= (3.6*103)/8.4=428

Следовательно: Т4=Твых, так как 428 Н*м=428 Н*м

Таблица 1. Итоги результатов кинематических и силовых расчетов

ВалПередаточное отношениеМощность Р, кВтЧастота вращения n, об/минСкорость вращения ω, рад/сВращающий момент Т, Н*м1i12=3 i34=34720755323.82402515233.6808.4428

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материала

Для колеса выбираем сталь марки 45; термообработка улучшение; Ннв=190 НВ.

Для шестерни выбираем сталь марки 45; термообработка улучшение;

Ннв=240 НВ.

Данные взяты согласно табл. 3.3 [10, с. 36]

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

где σНlimb - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующих базовому числу циклон перемен напряжений (сроку эксплуатации), МПА;

КHL - коэффициент долговечности

SH - коэффициент безопасности

При неограниченно длительном сроке службы редуктора, что соответствуют заданию, следует принимать: КН2 = КН3=1; согласно [10, с. 37]

σНlimb =2*ННВ+70, (21)

где ННВ - твердость выбранного материала, НВ.

Принимаем для шестерни ННВ2=240 и для колеса ННВ3=190, находим контактные пределы для шестерни и колеса по формуле (21):

σНlimb2 = 2*240+70 =550 МПА

σНlimb3 = 2*190+70 =450 МПА

SH = 1.1 для колес с однородной структурой [4, с. 24]

Теперь вычисляем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле (20):

[σН]2=(550*1)/1.1=500 МПа

[σН]3=(450*1)/1.1=409 Мпа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение равно:

[σН]23=0.45*(500+409)=409.5 Мпа

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

[σF]= σFlimb/ SF, (22) [4, с. 25]

где σFlimb - передел выносливости при изгибе, соответствующих базовому числу циклов измерительных напряжений (сроку эксплуатации).

SF - коэффициент безопасности

Согласно табл. 2.8. [10, с. 296]

σFlimb =1.8*НВ, (23)

где НВ - твердость выбранного материала. НВ;

Принимая для шестерни НВ2=240 и для колеса НВ3=190, находим изгибные пределы для шестерни и колеса по формуле (23);

σFlimb2 =1.8*240=432 МПа

σFlimb3 =1.8*190=34 Мпа

SF =1.75 согласно табл. 3.9 [10, с. 46]

Теперь вычисляем допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса по формуле (22):

[σF]2=432/1.75=247 МПа

[σF]3=342/1.75=195 МПа

2.4 Проектный расчет зубчатой передачи редуктора

2.4.1 Определение межосевого расстояния

Удобно расчет вести, определяя межосевое расстояние передачи.

а23= Ка*(u23+1)* 3√(Т3*КНВ)/ψа*u232*[σН]2, (24) [10, с. 293]

где Ка - коэффициент;

Т3 - вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Н*м;

КН - коэффициент нагрузки

ψа - коэффициент ширины зубчатого венца

[σН]3 - допускаемые контактные напряжения, МПа

Принимаем Ка = 43 МПа, i23=u23=3, T3 =T2=152 Н*м - согласно схеме и кинематическому расчету; КН=1; ψа = 0.4 - при симметричном расположению колес относительно опор.

[σН]=409.05 МПа и полученные значения подставляем в формулу (24):

а23= 43*(3+1)* 3√(152*1.1)/0.4*9 *409.05 2 =147 мм

Согласно ГОСТ 2185-66 принимаем а23 =160 мм [10, с. 293]

2.4.2 Определение модуля зацепления

m=(0.01…0.02)* а23, (25) [10, с. 294]

где а23 - межосевое расстояние, мм

Принимаем а23= мм и вычисляем по формуле (25)

m=(0.01…0.02)*160=(1.6…3.2)

По ГОСТ 9563-80 [10, с. 38] принимаем m=2 мм

2.4.3 Определение числа зубьев

Число зубьев шестерни

z2=2* а23/ (i23+1)*m, (27) [10, с. 294]

Принимаем а23=160 мм, m = 2 мм и i23=3, подставляем в формулу (27):

z2=2* 160/ (3+1)*2=40

Число зубьев колеса

z3=z2* i23, (28)

Принимаем z2=80 и i23=3, подставляем в формулу

z3= 40*3=120

Уточненное значение угла наклона зубьев

cos β = ((z2+z3)*m)/2* а23, (29) [10, с. 294]

Принимаем z2 =31, z3=93, m =2 и а23=160 мм, подставляем в формулу (29):

cos β = ((80+240)*2)/2* 160=0.99

2.5 Определяем фактического передаточного отношения передачи

i23= z3/z2

i23=120/40=3

Погрешность передаточного отношения:

∆i=(iг23-i23)/iг23*100%≤2%, (30) [4, с. 28]

где iг23 - фактическое предостаточное отношение передачи 2-3

принимаем iг23=3 и i23=3, подставляем в формулу (30):

∆i=(3-3)/3*100%=0

2.6 Расчет размеров зубчатых венцов

Для шестерни:

d2=(m*z2)/ cos β, (30) [4, с. 294]

где m - модуль зацепления, мм

z2 - число зубьев шестерни

cos β - угол наклона зубьев

Применяем m = 2 мм, cos β =0.99 и z2 =40 и подставляем в формулу (30):

d2=(2*40)/0.99= 80 мм

для колеса:

d3=(m*z3)/ cos β, (30) [4, с. 294]

где m - модуль зацепления, мм

z3 - число зубьев шестерни

cos β - угол наклона зубьев

Применяем m = 2 мм, cos β =0.99 и z3 =120 и подставляем в формулу (30):

d3=(2*120)/0.99= 240 мм

2.6.2 Определение диаметров вершин зубьев

для шестерни:

da2=d2+2*m, (32) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d2=70 мм и подставляем в формулу (32):

da2=80+2*2=84 мм

для колеса:

da3=d3+2*m, (32) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d3=212 мм и подставляем в формулу (32):

da3=120+2*2=124 мм

2.6.3 Определяем диаметр впадин

для шестерни

d0=d2-2.5*m, (33) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d2=70 мм и подставляем в формулу (33):

d0=80-2.5*2=75 мм

для колеса:

d0=d3-2.5*m, (33) [4, с. 294]

Применяем m=2 мм и d3=300 мм и подставляем в формулу (33):

d0=120-2.5*2=115 мм

2.6.4 Ширина зубчатого винца

Ширина венца колеса:

В3= а23*ψа, (34) [4, с. 294]

Применяем ψа =0.4 [10, с. 37] и а23=160 мм, подставляем в формулу (34):

В3=0.4*160= 64 мм

Ширина венца шестерни:

В2= В3+5 мм, (35) [10, с. 294]

Применяем В3=50 мм и подставляем формулу (35):

В2=64+5=69 мм

Проверка межосевого расстояния передачи:

а23=(d3+ d2)/2 (36)

Применяем d2=80 и d3=240, подставляем в формулу (36)

а23=(80+240)/2=160

Проверка сошлась

2.6.5 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

ψbd=B2/d2, (37) [10, с. 294]

Принимаем B2=69 мм и d2=80 мм, подставляем в формулу (37):

ψbd=69/80= 0.8625

2.6.6 Окружная скорость

V2=(ω2*d2)/2*1010, (38) [10, с. 294]

Принимаем =80 мм и = 25 рад/с, делаем вычисление (38):

V2=(80*25)/2*1010=1 м/с

Из рекомендаций [4, с. 30] принимаем восьмую степень точности.

2.7 Промежуточный расчет работы

2.7.1 Коэффициент при работе на контактную нагрузку

Ка=КHB*КHV*КHA, (39) [10, с. 293]

где КHB - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий и зацеплений (по длине зуба), при расчете на контактную и на гибкую прочность соответственно.

КHV - динамические коэффициенты, учитывают внутреннюю динамику передачи.

КHA - коэффициент степени точности

Принимаем КHB =1.0, КHA =1.06 и КHV =1 из таблиц 3.4-3.6 и 2.10 [10, с. 41]

Ка=1.09*1.06*1=1.2

2.7.2 Силы и зацепление зубьев колес

Окружная сила

Ft2=Ft3= (2*T2*103)/d2, (40) [10, с. 295]

Принимаем T2=152 Н*м и d2=80 мм, подставляем в формулу (40):

Ft2=Ft3= (2*152*1000)/80=3.8 кН

Радиальная сила:

Ft2=Ft3=(Ft2*tg α)/ cos β, (41) [10, с. 295]

tg α - угол зацепления

cos β - угол наклона зубьев

Принимаем Ft2=3.8 кН и tg α =200, cos β=0.99, подставляем в формулу (41):

Ft2=Ft3=(3.8*0.36397)/0.99=1.4 кН

Осевая сила:

Fa=Ft2*tg β, (42) [10, с. 295]

Применяем Ft2= 3.8 кН и tg β =140, подставляем в формулу (42)

Fa=3.8*0,2493=0,9 кН

2.7.3 Проверочный расчет на изгибные напряжения

Проверяем зубья на выносливость по напряжения изгиба:

шестерни

σF3=F1*K1*YF3*Y β *KFa/B3*m, (44) [10, с. 295]

где F1 - окружная сила, Н.

K1 - коэффициент нагрузки

YF3 - коэффициент формы зуба шестерни.

Y β - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

KFa - коэффициент компенсации погрешности.

B3 - ширина шестерни, мм.

m - модуль зацепления, мм.

σF3=4700*2*3*0.9 *0.92/69*2=198 МПа

2.7.4 Проверочный расчет по контактным напряжениям

σа23= (270/a23)*√ (T23*Kн*(u+1))3/(B3*u34) =(270/160)* √(152*1.2*(3+1))3/(69*3)=345 МПа

Таблица 2

ПараметрОбозначениеРазмерностьЧисленное значениеШестерня 2Колесо 31Модульmмм222Число зубьевz-401203Тип зубьев--косозубыекосозубые4Исходный контур--по ГОСТ 13755-815Коэффициент смещения исходного контураx-006Степень точности--887Делительный диаметрdмм802408Диаметр вершинdaмм842449Диаметр впадинdfмм7523510Ширина зубчатого венцаBмм696411Межосевое расстояниеa23мм160

3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников

3.1 Ориентировочный расчет выла входного

Диаметр входного участка вала:

d1≥(7÷8)*3√T2,(49) [4, с. 38]

где - момент на валу

Принимаем T2=152 Н*м, подставляем в формулу(49):

d1≥(7÷8)*3√152 = 42.4

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1= 45 мм.

По ГОСТ 12080-66 имеем из табл. 3.1 [4, с. 39]: L=110 мм, r=2 мм, с=1.6 мм, t=3 мм.

Диаметр буртика:

d2=d1+2*t, (50) [4, с. 38]

Применяем =45 мм и t=3 мм, подставляем в формулу(50):

d2=45+6=51

По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 50 мм

Диаметр участка под подшипником:

d3≥d2 [4, с. 38]

d3=50 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d4=d3+2* r, (51) [4, с. 38]

Принимая d3=50 мм и r = 2 мм, подставляем в формулу (51):

d4=50+2*2=54 мм

По рекомендациям округляем до числа кратного 5, следовательно, d4=55 мм.

3.2 Ориентированный расчет выходного вала

Диаметр выходного участка вала:

d1≥6*3√T3, (52) [4, с. 40]

где T3 - момент на выходном валу, Н*м.

Принимаем T3=428 Н*м

d1≥6*3√428 =45 мм

По ГОСТ 12080-60 имеем из таблицы 3.1 [4, с. 39]: L=110 мм, r=2 мм, с=1.6 мм, t=3 мм.

Диаметр буртика

d2=d1+2* t, (53) [4, с. 40]

где d1 - диаметр выходного участка вала, мм.

Принимаем d1= 45 мм и t = 3 мм, подставляем в формулу (53):

d2=45+2*3=51 мм

По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d2=45 мм.

Диаметр участка под подшипником:

d3≥ d2 [4, с. 40] - ближайшее кратное 5.

d3=55 мм

Диаметр участка под колесом:

d4=d3 + (2….5), (54) [4, с. 40]

Принимаем d3= 45 мм, подставим в формулу (54):

d4=55+5=60

Диаметр буртика под колесом:

d5=60+3*f, (55) [4, с. 40]

где f - размер фаски посадочного отверстия колеса.

d5=60+3*2=66 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d6=d3+3* r, (56) [4, с. 40]

Принимаем d3=55 мм и r =2 мм, подставляем в формулу (56):

d6= 55+3*2=61 мм

По рекомендации округляем да числа кратного 5, следовательно, d6= 65 мм.

3.3 Подбор подшипников

Согласно таблице 3.2. [4, с. 42] выбираем подшипники:

Подшипник 208 ГОСТ 8338-75 для входного вала 2 и подшипник 209 ГОСТ 8338-75 для выходного вала 3 легкой серии.

Таблица 3 - Характеристики подшипников

Валdm ммУсловное Обозначениеd1 ммD1 ммB1 ммr1 ммCr кНCor кН250210509020251.119.83552115511021243.625

4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора

4.1 Конструктивные размеры зубчатой передачи

Длина посадочного отверстия колеса (длина ступицы):

Iст≥В4; Iст = (1…1.2)*d4, (57) [4, с. 53]

Принимая d4=60 мм, подставляем в формулу (57):

Iст = (1…1.2)*60 =(60…. 72)= 64 мм

Iст≥В4; 64≥64 мм - условие выполняется

Диаметр ступицы:

dст=1.55 * d4,(58) [4, с. 53]

Принимаем d4=60 мм, подставляем в формулу (58):

dст=1.55 *60= 93 мм

Толщина обода:

S=2.5 * m, (59)

S= 2.5*2=5 мм

Чертежный диаметр:

D0=d4-8*m

D0=60-8*2= 44 мм

Толщина диска:

с=0.33*В4, (60) [4, с. 53]

с=0.33*93 = 31 мм

Фаска на торцах зубчатого венца:

f = (0.5….0.6)*m, (61) [4, с. 53]

f = (0.5….0.6)*2= 1 мм

Острые кромки на торцах ступицы (в отверстии и на внешней поверхности), а так же на торцах обода притупляют фасками, их размер принимают в зависимости от диаметра посадочного отверстия, следовательно, f1= 2.5 мм

4.2 Проектирование размеров корпус редуктора

4.2.1 Проектирование фланцев корпуса

Определяем толщину стенки корпуса:

δ≥0.025*а23+1 мм

δ≥0.025*160+1 мм = 6 мм

По рекомендации [4, с. 53] принимаем δ = 8 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

d1≥ (0.03…0.033)*160+12

d1≥ (4.8…5.3)+12 = 18 мм

По таблице 3.4 выбираю: d1=20 мм, М20, С=25 мм, К=48 мм

Диаметр болтов соединяющих крышку и основание редуктора у подшипников:

d2≥(0.7…0.75)* d1

d2≥(14…15)=15 мм

По таблице 3.4 выбираю: =16 мм, М16, С2=21 мм, К2=39 мм

Диаметр болтов, соединяющих крышку и основание редуктора в прочих местах:

d3≥(0.5…0.6)* d1

d3≥(10 …12)=10 мм

По таблице 3.4 выбираю: d3= 10 мм, М10, С3=16 мм, К3=28 мм

Минимальное расстояние от поверхности отверстия по подшипники до центра отверстия под болты должно быть не меньше диаметра отверстия под болты:

d01=d1 + (1…2) мм

d01=20 + (1…2) = 22 мм

d02= d2 + 3 мм

d02=16+3=19 мм

d03= d3 + (1…2) мм

d03=10 + (1…2) = 12 мм

4.2.2 Проектирование крышек подшипниковых узлов

Для подшипника 210 с D= 90 мм

Таблица 4 - Характеристики подшипника входного вала

Диаметр D, мм90Толщина δ, мм8Ширина буртика S, мм8Диаметр буртика D6, мм88Диаметр D3, мм64Ширина глухой крышки, мм16Толщина сквозной крышки f, мм4

Для подшипника 211 с D= 110 мм

Таблица 5 - Характеристики подшипника выходного вала

Диаметр D, мм110Толщина δ, мм8Ширина буртика S, мм8Диаметр буртика D6, мм93Диаметр D3, мм69Ширина глухой крышки, мм16Толщина сквозной крышки f, мм4

Размеры выточки под уплотнение в сквозной крышке определяются размерами уплотнения. Предлагается использовать в качестве уплотнений наиболее удобные и широко распространенные резиновые манжеты.

Выбор резиновых армированных манжет производится по ГОСТ 8752-7 из таблицы 3.5. [4, с. 49]

Для подшипника 210

Манжет 40х60-3 ГОСТ 8752-79

Для подшипника 211

Манжет 45х65-3 ГОСТ 8752-79

Данные: d=45 мм, D1=65 мм, h1= 10 мм

Ширина сквозной крышки:

b1 ≥ f + h1 + (2…3) мм

b1 ≥ 3 + 10 + (2…3) = 15 мм

4.3.3 Проектирование основных элементов корпуса редуктора

Для жесткой фиксации подшипников на стенке крышки и основания корпуса следует предусмотреть специальные приливы. Определяем диаметр бобышек колеса и шестерни:

шестерни D63= 1.4* D3

D63= 1.4*80=112 мм

колеса D64= 1.4* D4

D64= 1.4*80=119 мм

Выбор болта для соединения крышки и основания редуктора у подшипников осуществляется по ГОСТ 7796-70.

Болт М16х60 ГОСТ 7796-70 с d=16 мм, S=22 мм, D=23.9 мм, H=9 мм, L=60 мм.

Диаметр обрабатываемой поверхности D2 должен быть больше диаметра головки болта или гайки:

D2= D + (3…4) мм

D2= 23.9 + (3…4)=27.9 мм

Под гайку с целью уменьшения вероятности само отвинчивание гайки рекомендуется устанавливать пружинную шайбу по ГОСТ 6402-70

Выбираю: Шайба 16х65Г ГОСТ 6402-70 с d=16.3 мм, S=b=3.5 мм.

Дальше выбираю гайку по ГОСТ 15521-70

Гайка М16 ГОСТ 155521-70 с d=16 мм, S=22 мм, H=13 мм, D=23.9 мм.

Заключение

При выполнении курсового проекта были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения.

Целью данного проекта является проектирование привода, который состоит как из простых деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежности и долгий срок службы механизма.

косозубый зубчатый редуктор подшипник

Список литературы

1. Баранов Г.Л. «Проектирование одноступенчатого редуктора» [Электронный ресурс] / Г.Л. Баранов // Режим доступа: #"justify">. Бурис Т.Ю. «Оформление пояснительных записок курсовых и дипломных работ(проектов) с применением ПЭВМ для студентов всех специальностей колледжа» [Текст] / Т.Ю. Бурис, Г.Е. Веревкина. - Кировск, 2011. - 20 с.

. Вереина Л.И. «Техническая механика» [Текст]: учебник для сред. проф. образования / Л.И. Вереина, М.М. Краснов. - 5-е изд., испр. - М.: Издательский центр «Академия», 2012. - 352 с.

4. Губарь С.А. «Проектирование привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором» [Текст]: учебное пособие к выполнению курсовой работы по деталям машин для студентов немеханических специальностей / сост. С.А. Губарь. - Хабаровск: Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та, 2008. - 90 с.

. Гурин В.В. «Детали машин» [Текст]: учебник / В.В. Гурин, В.М. Замятин, В.М. Попов. - Томск: Изд-во Томского гос. ун-та, 2009. - КН.2. - 296 с.

. Мархель И.И. «Детали машин» [Текст]: учебник для сред. проф. образования / И.И. Мархель. - М.: ФОРУМ-М, 205. 336 с.

7. Назаров А.И. «Оформление обязательных учебных документов» [Текст]: Методические указания для студентов колледжа / А.И. Назаров, Е.А. Асмоловская, Л.И. Широкова. - Кировск, 2012. - 42 с.

8. Фролов М.И. «Техническая механика: Детали машин» [Текст]: учеб. для машиностр. спец. техникумов. / М.И. Фролов. - 2-е изд., доп. - М.: Высш. школа, 1990. - 352 с.