Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Курсовая работа- Коническо-цепной редуктор - файл 31107_РКО-112.2,5.ЦП.doc


Курсовая работа- Коническо-цепной редуктор
скачать (334 kb.)

Доступные файлы (2):

31107_РКО-112.2,5.ЦП.doc864kb.25.11.2010 12:41скачать
31107_РКО-112.2,5.ЦП.dwg

содержание
Загрузка...

31107_РКО-112.2,5.ЦП.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Томский политехнический университет»

Кафедра теоретической и прикладной механики


ПРИВОД КОНИЧЕСКО-ЦЕПНОЙ

Пояснительная записка

РКО-112.00.000.ПЗ

Студент __________________________
Руководитель работы

доцент____________________________

Томск-2010

Привод коническо-цепной

Исходные данные:

Мощность на выходном валу Рвых=1,1 кВт.

Частота вращения выходного вала nвых=190 об/мин.

Срок службы привода Т=47000 часов.

Привод нереверсивный

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение_________________________________________________4



Выбор электродвигателя и кинематический расчёт ___________5
Расчёт зубчатых колес редуктора____________________________ 7
Предварительный расчет валов редуктора____________________12
Конструктивные размеры шестерни и колеса_________________13
Конструктивные размеры корпуса редуктора_________________14
Выбор подшипников качения______________________________15
Расчет цепной передачи___________________________________16
Проверка долговечности подшипников______________________19
Проверка прочности шпоночных соединений_________________25
Уточнённый расчёт валов__________________________________26
Посадки основных деталей редуктора_______________________29
Выбор сорта масла_______________________________________30
Сборка редуктора________________________________________31
Заключение_____________________________________________32
Литература_____________________________________________33

Введение



Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.

Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.

^ Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.




^ 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[4,с.5] принимаем:

КПД муфты =0,98

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0,99;

КПД пары конических зубчатых колёс =0,97;

КПД открытой цепной передачи =0,92;
^

Общий КПД привода


=0,98×0,99×0,97×0,92=0,849;

Требуемая мощность электродвигателя

Ртрвых/=1,1/0,849=1,3 кВт;

По табл. П1[4, с.390] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А80В4. Его основные параметры:

Рном=1,5 кВт, п=1500 об/мин, dдв=22 мм, s=5,8%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения:

пдв=п(1-s)=1500(1-0,058)=1413 об/мин.

Передаточное отношение привода:

U=пдв /пб=1413 /190=7,44;

Принимаем передаточное отношение редуктора Uр=2,5;

Тогда передаточное отношение открытой цепной передачи

Uц=U/Uр=7,44/2,5=3,0

Ближайшее стандартное значение – 3,15;

Погрешность

U=[(3,15-3)/3]×100=4,86% >[U]=3%

Принимаем расчётное значение Uц=3.

Определяем частоту вращения, угловую скорость, крутящий момент на валах привода:

п1=пдв=1413 об/мин;

п2=п1/Uр=1413/2,5=565,2 об/мин;

п3=п3/Uц=565,2/3=188,4 об/мин;

w1=П п1 / 30 = 3,14×1413/30 =147,89 рад/с;

w2= w1/ Uр =147,89/2,5=59,16 рад/с;

w3= w2/ Uц =59,16/3=19,72 рад/с;

Тдвтр /w1=1300 /147,89=8,76 Н м;

Т1= =8,76×0,98×0,99=8,5 Н м;

Т2==8,5×2,5×0,97×0,99=20,42 Н м;

Т3==20,42×3×0,92×0,99=55,78 Н м;




^ 2. Расчёт зубчатых колёс редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 280; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 240.

Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса

[]H1=(2HB1+67)KHL / [SH];

[]H2=(2HB2+67)KHL /[SH];

KHL – коэффициент долговечности;

;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. По табл. 3.3 [5, с.51]:

для шестерни циклов

для колеса циклов

^ N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

где w – угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс);

для шестерни

циклов

для колеса

циклов.

Так как , то

[SH]=1,1; - коэффициент запаса.

[]H1=(2×280+67)×1/ 1,1=570 МПа ;

[]H2=(2×240+67)×1/ 1,1=497,3 МПа ;

Расчёт ведём по меньшему напряжению 497,3 МПа.

Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по табл.3.1 [4,с.31]; при консольном расположении колёс, значение КНВ=1,35.

Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса (мм):



Принимаем ближайшее стандартное значение de2=112 мм;

здесь коэффициент Кd=99 (для прямозубых передач)

Примем число зубьев шестерни

z1=23.

Число зубьев колеса

z2=z1×u=23×2,5=58
^

Пересчитываем передаточное отношение


u=z2 / z1=58/23=2,5.

Внешний окружной модуль

me=de2/z2=112/58=1,93.

Уточняем значение

de2=me×z2=1,93×58=112 мм.

Основные размеры шестерни и колеса:

Углы делительных конусов:

; ;



Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b

мм

Длина зуба

0,285×60,24=17,17 мм

Принимаем 18 мм

Внешний делительный диаметр шестерни

1,93×23=44,41 мм

Средний делительный диаметр шестерни

мм

Внешние диаметры шестерни и колеса

мм

мм

Средний окружной модуль

мм

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру



Средняя окружная скорость колес

м/с

где - угловая скорость вращения шестерни, 1/с.

Контактное напряжение

; МПа

где - коэффициент нагрузки.

В свою очередь:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

^ В соответствии с рекомендациями [4, с. 53] назначим для конических колес 7-ю степень точности, но значения коэффициентов будем принимать для 8-й степени.

Уточняем значение , согласно [4, с. 39], при 0,48 и твердости поверхности зубьев HB<350, 1,17.

При окружной скорости колес 2,79 м/с, в соответствии с [4, с. 39]

1,03;

1,00

1,17×1,03×1,00=1,21.

Тогда

МПа

Условие контактной прочности выполнено.

^ Силы в зацеплении:

окружная

2×20420/37,38=450,2 Н;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

^ Н

радиальная для колеса, равная осевой для шестерни,

Н

Напряжение изгиба

, МПа

где - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

- коэффициент формы зубьев;

- опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

, МПа

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов нагружения;



- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала колес;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.

В нашем случае, в соответствии с [4, с. 43], при консольном расположении колес при установке валов на роликовых подшипниках

1,3;1,25;

Тогда

1,3×1,25=1,625

Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни



для колеса



При этом, согласно [4, с. 42], 3,9;3,6.

Допускаемое напряжение

[]F=1,8HB/[n]F;

[n]F=1,75 – коэффициент запаса прочности [4,с.45]

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

[]F1=1,8×280/1,75=288 МПа;

Для колеса

[]F2=1,8×240/1,75=247 МПа;

Находим отношения []F /YF:

Для шестерни

288/3,9=73,85МПа;

для колеса

247/3,6=68,57 МПа

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Напряжение изгиба

МПа < 247 МПа

Условие прочности выполнено.




^ 3. Предварительный расчёт валов редуктора
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []K=20 Н/мм:

DВ= мм.

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1/dдв>0,75; принимаем dв1=18 мм. (dдв=22 мм.)

Под подшипниками принимаем dп1=25 мм.

Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении []K=15 Н/мм.

dв2= мм.

Принимаем dв2=22 мм.

Под подшипниками принимаем dп2=25 мм, под зубчатым колесом dк2=30 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из

конструктивных соображений при компоновке редуктора.




  1. ^ Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерня:d1=37,78 мм; dе1=44,41 мм;dae1=48,00; b1=18 мм.

Колесо: de2=112,00мм , daе2=113,42 мм; b2=18 мм;

Диаметр ступицы

dст=1,6×dk2=1,6×30=48 мм;

Длина ступицы

lст=(1,2-1,5) dk2=36-45 мм;

принимаем lст=45мм.

толщина обода

o=(3-4)×m=(3-4)×1,64=5-7 мм.

Принимаем =8 мм.

Толщина диска

С=(0,1-0,17)Re=(0,1-0,17)60,24=6-10 мм.

Принимаем С=10 мм.




  1. ^ Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки:

=0,05×Re+1=0,05×60,24+1=3,8 мм.

Принимаем =8 мм. ==8 мм.

^ Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхний пояс корпуса и крышки:

b=b1=1,5=1,5×8=12 мм.

Принимаем b=b1=12 мм.

Нижний пояс корпуса

p=2,35×=2,35×8=18,8 мм.

Принимаем p=20 мм.
^

Диаметры болтов: фундаментных


d1=0,055Re+12=0,055×60,24+12=15,36 мм.

Принимаем d1=16 мм.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников


d2=(0,7-0,75)×d1=(0,7-0,75)×16=11,2-12 мм.

Принимаем d2=12 мм.

Соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,5-0,6)d1=(0,5-0,6)×16=8-9,6 мм.

Принимаем d3=10 мм.






  1. Выбор подшипников качения



Предварительно выбираем конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

^ Ведущий вал: 7205 ( d=25 мм, D=52 мм, Т=16,5 мм, С=23,9 кН, СО=17,9 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.

Ведомый вал: 7205 ( d=25 мм, D=52 мм, Т=16,5 мм, С=23,9 кН, СО=17,9 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмность соответственно.



^

7. Расчет открытой цепной передачи



Выбираем приводную роликовую цепь.
Вращающий момент на валу ведущей звездочки

20,42 Нмм.

Коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации

,

где - динамический коэффициент;

- коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

- коэффициент способа регулировки цепи ;

- коэффициент, зависящий от способа смазки;

- коэффициент периодичности работы.

В соответствии с требованиями к передаче, согласно [4, с. 150], принимаем

= 1; = 0,8; =1,15; =1; =1,0; =1.

Таким образом:

0,92.

Число зубьев ведомой звездочки:

;

где - передаточное число.

принимаем 25, тогда 25×3=75 принимаем 75.

Принимаем по табл.7.18 [4, c.150] значение допускаемого среднего давления [p]=16 МПа

Определяем шаг однорядной цепи

мм.

Примем из стандартного ряда [4, с. 147] t=12,7 мм;

по табл.7.15 [4, c.147]:

Q=18200 Н – разрушающая нагрузка,

q=0,75 кг/м – масса 1м цепи,

Аоп=39,6 мм- проекция опорной поверхности шарнира;

Скорость цепи

м/с;

Окружное усилие

Н;

Давление в шарнирах цепи

МПа,

где - окружное усилие, Н;

- проекция опорной поверхности шарнира, мм

Уточняем по табл. 7.18 [4, c.150] допускаемое давление: [p]=16×(1+0,01×(z3-16)= 16×(1+0,01×(25-16)= 17,28 МПа;

Условие , выполнено.

Силы, действующие на цепь:

центробежная

=0,75×3,05,81 Н,

где - удельная масса цепи, кг/м,

здесь, согласно [4, с. 147], =0,75 кг/м;

от провисания цепи

=×2×0,75×1,2=8,1 Н,

где - коэффициент, учитывающий расположение цепи,

здесь, согласно [4, с. 151] ,=6.

межосевое расстояние в диапазоне =, в этом случае мм, принимаем =635 мм.

Расчетная нагрузка на валы

= 420 Н.

Коэффициент запаса прочности


Допускаемый коэффициент запаса прочности,

согласно [4, с. 151], =8,1.

Условие выполнено.

Диаметры делительных окружностей звездочек:

ведущей

мм.

Ведомой

мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек:

ведущей

=106,78мм

ведомой

=309,26мм;

здесь - диаметр ролика цепи , согласно [4, с. 147] =8,51мм.

Размеры ведущей звёздочки:
^
Диаметр ступицы



Принимаем мм.

Длина ступицы



^ Принимаем мм.

Толщина диска звёздочки

мм.
^

Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена.





8.Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем:

Ft=450,2 Н; Fr1= Fa2=60,4Н; Fr2= Fa1=152,3 Н

Из 1-го этапа компоновки с1=57 мм; f1=29 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

Н

Проверка:

Rx2-Rx1+Ft=229-679,2+450,2=0.

В плоскости yz

Н.
Н

Проверка:

-Ry1+Fr1+Ry2=-40,7+60,4+(-19,7)=0.

Суммарные реакции:

Fr1=R1===680,5 Н;

Fr2=R2===229,9 Н;

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (Н)





где - коэффициент осевого нагружения;

- радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае, для подшипника 7205 согласно [4, с. 402], 0,36;

^ В соответствии с [4,с. 217], осевые нагрузки подшипников рассчитываются следующим образом

203,3 Н;

203,3+152,3=355,6 Н;

где - осевая нагрузка на валу.

Рассмотрим левый подшипник.

Вспомогательное отношение



где - радиальная нагрузка левого подшипника;

- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается, в нашем случае 1, (вращается внутреннее кольцо); тогда, согласно [4, с.212; с.402], коэффициенты для расчета эквивалентной динамической нагрузки 0,4; 1,67.

Коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями в [4, 214], 1.

Температурный коэффициент

Эквивалентная динамическая нагрузка

.

Н.

Соответствующие параметры для правого подшипника:

<e;

поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

=680,5 Н;

^ Долговечность подшипников

, ч

где - динамическая грузоподъемность, Н;

- частота вращения кольца подшипника

- степенной показатель, для роликовых подшипников.

Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника, каковым является левый.

ч.

Данная долговечность превышает срок службы редуктора Т=47000 ч.




^ Изгибающие моменты на ведущем валу:

Мx2=Ry2×C1=19,7×57=1122,9 Нмм.

Мx1’= -Ry2×(C1 +f1)+Ry1×f1=-19,7×(57+29)+40,7×29=-513,9 Нмм.

My1= Rx2×С1=229×57=13053Нмм



А
RX2 RY1







RY2 RX1 FA

Ft

^

Y А Fr


C1 f1

Z


X 13,05
MY

1,12
MX

0,51

9,98
MZ
Расчётная схема ведущего вала
Ведомый вал : из предыдущих расчётов имеем

Ft=450,2 Н; Fr1= Fa2=60,4Н; Fr2= Fa1=152,3 Н d2=m×z2=1,64×58=95,12 мм.

Нагрузка на вал от цепной передачи:

Fц=420 Н;

Из первого этапа компоновки:

c2=58 мм, f2=72 мм.,l3=60 мм;

Реакции опор в плоскости хz:

Н

Н

Проверка:

-Rx3+Ft-Rx4=-249,3+450,2-200,9=0.

В плоскости yz

Н.
Проверка:

Ry3+Fr-Ry4+Fц=87,4+152,3-659,7+420=0.

Суммарные реакции:

Fr3=R3===264,2 Н;

Fr4=R4===689,6 Н;

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (Н)





где - коэффициент осевого нагружения;

- радиальная нагрузка на подшипник.

^ В нашем случае, для подшипника 7205 согласно

[4, с. 402], 0,36; В соответствии с [4,с. 217], осевые нагрузки подшипников рассчитываются следующим образом :

78,9 Н;

78,9+60,4=139,3 Н;

где - осевая нагрузка на валу. Рассмотрим левый подшипник. Вспомогательное отношение

<e,

поэтому осевые силы не учитываем.

где - радиальная нагрузка левого подшипника;

- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается, в нашем случае 1, (вращается внутреннее кольцо);Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями 1. Температурный коэффициент

Эквивалентная динамическая нагрузка

.ТогдаН.

^ Соответствующие параметры для правого подшипника:

<e;

поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.. Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 214], 1. Температурный коэффициент

Эквивалентная динамическая нагрузка

.

Н.

Долговечность подшипников

, ч

где - динамическая грузоподъемность, Н;

- частота вращения кольца подшипника

- степенной показатель, для роликовых подшипников.Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника, каковым является правый(4)

ч.

Изгибающие моменты на ведомом валу:

Мx3=Ry3×C2=87,4×58=5069,2 Нмм.

Мx4=Fц×L3=420×60=25200 Нмм.

Мx3’=Fц×(f2+L3)- Ry4× f2=420(72+60)-659,7×72=7941,6 Нмм.

My3= Rx3×С2=249,3×58=14459,4Нмм




RY3 RX4 В

Rx3



FA RY4

В Fц

FR Ft

C2 f2 l3


5,07




0,003

MY
14,46



25,2







7,94 MX


20,42




MZ

Расчётная схема ведомого вала




  1. Проверка прочности шпоночных соединений


Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь45 нормализованная.

^ Напряжения смятия и условие прочности

=2T/ d(h-t1)(l-b);

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

=100-120 МПа;

^ Ведущий вал: Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d=18мм, b-h-l=6-6-28 мм; t1=4 мм; Т1=8,5 Нм;

=2×8500/18×(6-3,5)(28-6)=17,2 МПа<

^ Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=30 мм, b-h-l=8-7-36 мм, t1=4 мм; Т2= 28,42 Нм;

=2×28420/30×(7-4)(36-8)=33,7 МПа<

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d=22 мм, b-h-l=6-6-28; t1=3,5 мм;

=2×28420/22×(6-3,5)(28-6)=17,2 МПа<;




^ 10.Уточнённый расчёт валов
Ведущий вал. Материал вала:сталь45,

термообработка-улучшение.

По табл.3.3[4,с.34] предел прочности =590 МПа.

Пределы выносливости:

=0,43=0,43×590=254 МПа;

=0,58=0,58×254=147 МПа;

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

^ Изгибающие моменты в 2-х взаимно перпендикулярных плоскостях:

Мy=Rx2×c1=229×57=13053Нмм

Mx= Ry2×c1=19,7×57=1122,9 Нмм.

Суммарный изгибающий момент

М==13104 Нмм.

Момент сопротивления сечения

Wd/32=3,14×25/32=1533,2 мм

.Амплитуда нормальных напряжений

13104/1533,2=8,55 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=254/2,7×8,55=11;

в соответствии с [4,с.166] =2,7;

Полярный момент сопротивления

WP=П×d/16=2W=2×1533,2=3066,4 мм.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

=8500/2×3066,4=1,39 МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=147/(1,39×2,28+0,1×1,39)=44,6;

=2,28 [4,с.166]

Результирующий коэффициент запаса прочности

;

Полученное значение превышает допустимое [n]=2,5.

Ведомый вал. Материал вала:сталь45,

термообработка-улучшение.

По табл.3.3[4,с.34] предел прочности =780 МПа.

Пределы выносливости:

=0,43=0,43×780=335,4 МПа;

=0,58=0,58×335,4=194,5 МПа;

Сечение В-В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Суммарный изгибающий момент

М=420×60=25200 Нмм.

Момент сопротивления сечения

Wd/32=3,14×25/32=1533,2 мм

.Амплитуда нормальных напряжений

25200/1533,2=16,44 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=335,4/2,6×16,44=7,85;

в соответствии с [4,с.166] =2,6;

Полярный момент сопротивления

WP=П×d/16=2W=2×1533,2=3066,4 мм.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

=20420/2×3066,4=3,33 МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям =194,5/(1,96×3,33+0,1×3,33)=29,2;

по табл. 8.7 =1,96 [4,с.166]

Результирующий коэффициент запаса прочности

;

Полученное значение превышает допустимое [n]=2,5.






11.Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.10.13[4,с.263]. Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем,пользуясь данными табл.10.13[4,с.263]. Рассмотрим характерные виды посадок в проектируемом редукторе

1. Посадка зубчатого колеса на вал : ф35;

p6 +0,035

+0,021 +0,022

H7

Минимальный натяг 0,001мм.




Максимальный натяг 0,035 мм.

ф30


2. Посадка крышки подшипника в корпус редуктора

ф52 ;
+0,03

H7

Минимальный зазор 0

^

Максимальный зазор 0,076


ф52 h8

-0,046

3. Соединение выходного конца ведомого вала

с шестерней ф22 H7/k7;

+0,021 +0,023

H7 k7

+0,002

ф22 Макс.зазор 0,019мм. Макс. Натяг 0,023мм.




^ 12.Выбор сорта масла
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже.

Объём масляной ванны

Vм=0,25×Ртр=0,25×1,3=0,32 дм

По табл.10.8[4,с.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [H]=427,15 МПа, скорости v=2,79 м/с рекомендуемая вязкость должна быть равна

= .

По табл.10.10[4,с.253] принимаем масло индустриальное

И-30А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываются пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки УТ-1.




^ 13.Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал вместе с дистанционной втулкой насаживают роликоподшипники, предварительно на­гретые в масле до 80 - 100 °, далее собранный вал помещается в стакан, после чего на вложенную шпонку напрессовывают шестерню и фиксируют последнюю торцевым креплением; затем собранный вал с комплектом регулировочных прокладок укладывают в основание корпуса редуктора.

На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают роликокоподшипники, предварительно нагретые в масле. Далее собранный вал также устанавливается в основание корпуса редуктора.

Устанавливают крышку редуктора,покрывая предварительно поверхности стыка герметиком;, затягивают гайки, крепящие крышку к корпусу.

После этого, в гнезда подшипников устанавливаются крышки с комплектами металлических прокладок; в проходные крышки подшипников устанавливаются резиновые армированные манжеты. При затяжке болтов крышек подшипников, в целях избежания перекоса подшипников, постоянно проверяется свободное вращение валов (от руки). Ввертывается пробка маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель, после чего в редуктор заливается масло. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

14. Заключение
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

^ Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Основные достоинства редуктора:

1. Высокая надежность, долговечность;

2. Относительно небольшие габариты редуктора;

3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;

4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.

Основные недостатки редуктора:

1. Большой вес редуктора;

2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.
15.Литература

  1. Анурьев В.И.

Справочник конструктора-машиностроителя.

В3-х т.6-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение,1982

  1. Детали машин. Атлас конструкций.

Под ред. Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб., - М.: Машиностроение, 1979.

  1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд., перераб. и доп., - М.: Высш. шк., 1985.

  2. Курсовое проектирование деталей машин: / С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков и др.-2-е изд.,

-М.: Машиностроение, 1988.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк., 1991.


Скачать файл (334 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru