Пояснительная записка

Государственное общеобразовательное учреждениеВысшего профессионального образования

Омский Государственный Технический университетКафедра «Детали машин»

РЕДУКТОР

Цилиндрический двухступенчатый

КП.2069889.15.Д1.03.01.09.ПЗ

Пояснительная записка

Выполнил: ст.гр. МГ-319Мухаметшин Р.А

Проверил: к.т.н. доцент Еременко В.И

Омск 2012

Изм. Лист № документа Подпись Дата

Лист 1

КП.2069889.15.Д1.03.01.09.ПЗ

Разраб. Мухаметшин

Провер. Еременко В.И

Т. Контр.

Н. Контр.

Утв.

РЕДУКТОРЦилиндрическийдвухступенчатый

Лит.

Листов

ОмГТУ,гр. МГ-319 Реценз.

Масса Масштаб

1:1

СОДЕРЖАНИЕ С

1.Введение 3 2.Задание на курсовой проект 4 3.Предварительный расчет привода

1.1 Определение недостающих размеров исполнительного механизма 3.2.Мощность 3.3.Таблица исходных данных

4.Расчет передачи 5.Конструирование редуктора

5.1.Компоновка редуктора5.2.Конструирование зубчатого колеса

6.Конструирование валов 7.Конструирование корпуса редуктора 8.Смазывание передачи 9.Расчет шпоночного соединения 10.Проверочный расчет подшипников 11.Список литературы.

ВведениеПроект – это комплекс технических документов, относящихся к изделию,

предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, макеты и пр.

Заданием на курсовой проект является проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора общего назначения.

Редуктор- это механизм,который служит для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму с преобразованием параметров движения,редуктор уменьшает скорость вращения и повышает крутящий момент.

Цель предварительного расчета редуктора заключается в составлении и уточнении кинематической схемы установки, выборе основных элементов редуктора и проведении силового анализа.

В данной работе произведена разработка конструкции цилиндрического двухступенчатого редуктора, выполнен расчет и проверка основных его элементов: зубчатой передачи, валов, подшипников, шпоночных соединений.

На этапе расчета передачи были найдены допускаемые напряжения, геометрические и кинематические параметры передачи, произведен ее проверочный расчет. На этапе эскизного проектирования выполнены проектные расчеты валов и корпусных деталей, назначен тип и схема установки подшипников.

Расчет производился на основании критериев, актуальных в современной промышленности, т.е. в первую очередь конкурентоспособности, что обусловливается малой себестоимостью производства данного изделия, а также надежностью на всех этапах эксплуатации.

КП. 15.Д1.03.01.09Лист

3Изм. Лист № докум. Подп Дата

Задание на курсовой проект по деталям машинШифр КП-15.Д1.03.01.09

Студенту Мухаметшину Р.А. факультет ТНГ гр. МГ-319

Спроектировать привод цепного конвейераКинематическая схема График нагрузки

Исходные данные

1.Окружное усилие на звездочке – Ft , кН 3.52.Скорость цепи конвейера – V, м/с 0,65 3.Шаг цепи по ГОСТ 588-81 – Р, мм 1004.Число зубьев ведущей звездочки – Z 75.Высота установки ведущего вала – H, мм 3506.Установочный размер ИМ – L, мм 400

Разработать

1.Сборочный чертеж редуктора (срок исполнения_________)2.Сборочный чертеж ведущего вала (срок исполнения_________)3.Сборочный чертеж привода (срок исполнения_________)4.Рабочие чертежи деталей (срок исполнения_________)

Проект предоставить к защите _________

Задание получил _________ разработчик Мухаметшин Р.А.

Руководитель разработки _________ Еременко В.И.

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


3.Предварительный расчет привода.3.1 Определение недостающих геометрических размеров исполнительного механизма.

Если ИМ – вал цепного конвейера, то на данном этапе ограничиваются расчётом диаметра делительной окружности приводной звёздочки:

DЗ=Р

sin(180/z)=100

sin(180/7)=232. 55

где DЗ – диаметр делительной окружности, мм; Р – шаг тяговой цепи, мм; Z – число зубьев звёздочки.

3.2Мощность

Определение потребной мощности и выбор электродвигателя:Расчетная мощность электродвигателя определяется в зависимости

РР=Т Е⋅ω

η0 ,

где T E− постоянный вращающий момент на валу ИМ, эквивалентный переменному моменту, заданному графиком нагрузки, кН⋅м ;

ω− угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с ;

η0− общий КПД привода.Номинальный момент на валу ИМ.

T=FtD3

2000=3. 5⋅232 . 55

2000=0,4

(кН⋅м ),где Ft− окружное усилие на рабочем элементе ИМ, кН . D3 – диаметр делительной окружности, мм.

Эквивалентный вращающий момент рассчитывается согласно приведенному графику нагрузки (рис.1)

T E=T⋅[∑ (T i

T )2

⋅tit ]

12=0 .4 √0 ,0042+0,2+0 ,288=0 .28

(кН⋅м ),

где T i , t i− ступени нагрузки (момента) и соответствующее ей время работы по графику нагрузки; t− общее время работы под нагрузкой; T− номинальный вращающий момент на ИМ, кН⋅м .

Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле

ω=2000⋅VD3

=2000⋅0. 65232 .55

=5 .59(рад/с ),

где V− скорость тягового элемента конвейера, м /с .

Лист

КП. 15.Д1.3.1.09 5Из Лист № докум. Подп ДатаОбщий КПД привода находится как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

η0=ηM⋅ηПП⋅ηЦП⋅ηПП⋅ηЦП⋅ηПП=0 .95⋅0 . 99⋅0 . 98⋅0 . 99⋅0 . 98⋅0. 99=0 , 885 ,где КПД отдельных звеньев кинематической цепи принимали:

ηЦП =0,98; ηM =0,95;

ηПП =0,99

Расчетная мощность электродвигателя

РР=Т Е⋅ω

η0

=0 .28∗5 . 590 . 885

=1. 76кВт ).

Определим частоту вращения вала ИМ

nим=30⋅ω

π=30⋅5 .59

3 ,14=53 . 4 (об / мин )

где: - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с;

Выбираем электродвигатель:

90L4/1425 Pтаб.=2.2 кВт nтаб.=1425 об/мин. Далее производится проверка выбранного двигателя на перегрузку. Она

преследует цель предотвратить «опрокидывание» (остановку двигателя под нагрузкой) при резком увеличении нагрузки.

Pтаб≥0 . 13T max⋅nтаб

ψ n⋅U 0⋅η0

,

где T max− максимальный момент при эксплуатации (определяется по графику нагрузки), кН⋅м ;

nтаб− асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу, об / мин ;

ψn− кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель

ψn=2,2 .

Максимальный момент из графика нагрузки равенT max=1 .3⋅T=1,3⋅0,4=0 ,52(кН⋅м )

Pтаб≥0 . 130 ,52⋅1425

2⋅26 . 685⋅0 , 885=2. 03

2.2>2.03Условие выполняется, т.е. двигатель не будет перегружен.

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Определяем общее передаточное число привода по формуле

U0=nтаб

nим

=142553. 4

=26 .685

Проверим выбранный электродвигатель на перегрузку

PТАБ>0. 13T MAX⋅nТАБ

ψn⋅U 0⋅η0

3.3. Составление данных таблицы исходных

Предварительно на кинематической схеме привода нумеруются валы по порядку, начиная с вала, который непосредственно связан с валом электродвигателя.При расчете мощности на каждом валу учитываются потери (КПД) на участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала и от предыдущего вала до рассматриваемого вала. Кроме того, при расчете за мощность

электродвигателя принимается номинальная расчетная (PPH ) , полученная по формуле

РРH=Т⋅ωη0

=0 . 4∗5 .590 . 885

=2. 526кВт .

где: - номинальный вращающий момент на ИМ, кНм;

- общий КПД привода; - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с.

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Тогда таблица исходных данных будет выглядеть так:

Проверка

N4=nис.м об/мин nИМ=53 .4 об / мин

Т4=Т H ·м Т=400 H ·м

Расхождения в скоростях и моментах в пределах 5%, что допустимо.

КП. 15.Д1.3.1.09 Лист8

Изм. Лист № докум. Подп Дата

N валов

ni , об/мин Pi , кВт Ti , Н·м

1n1=nтаб=1425

P1=PPH⋅ηм⋅ηпп=¿2 ,526⋅0,98⋅0,99=¿2,450

T 1=9550P1

n1

=

¿95502,4501425

=

¿16,419

2

n2=n1

U12

=n1

Uб

=

¿14255,6

=254,46

P2=P1⋅ηцп⋅ηпп=¿2,450⋅0,97⋅0 , 99=¿2,352

T 2=9550P2

n2

=

¿95502,352254,46

=

¿88 ,271

3

n3=n2

U 23

=n2

UT

=

¿254,464,5

=56 , 54

P3=P2⋅ηцп⋅ηпп=¿2 ,352⋅0 , 97⋅0,99=¿2 ,258

T 3=9550P3

n3

=

¿95502,25856,54

=

¿381 ,391

4n4=

n2

U23

=n2

U T

=

¿254,464,5

=56 , 54

P4=P3⋅ηм⋅ηпп=¿2 ,258⋅0 ,98⋅0,99=¿2 ,190

T 4=9550P4

n4

=

¿95502,19056,54

=

¿369 , 906

4.Расчет передачи

4.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 235…262 HВ, 269…302HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х. 4.2 Определяем допускаемые напряженияПределы контактной выносливости для шестерниσ H lim 1=2 HB+70=2∗285 . 5+70=610 MПа

Для колесаσ H lim 2=2 HB+70=2∗248 .5+70=560 MПа

Базовое число циклов напряжений по формуле:

NHG=30 (HBmin+HBmax

2 )2,4

Для шестерни

NH lim=30(269+3022 )

2,4

=23 . 47∗106

Для колеса

NH lim=30(235+2622 )

2,4

=16 . 82⋅106

Число циклов перемены напряжения за весь срок службы( циклическая долговечность)по формулеNk=60∗n∗Lh=60∗254∗43800=667∗107

Где n−частота вращения зубчатого колеса, об / мин ;

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Коэффициент долговечностиZN=6√N HG

N HE

Где NHG- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхности зубьев: NHE- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.


ZN1=6√N H 1G

N H 1 E

=√2 , 05⋅107

10 ,7⋅107=0 , 438

Для колеса

ZN2=6√1,6⋅107

1, 34⋅107

=1 , 093

Допускаемые контактные напряжения

[σ H ]=σ H lim

SH

ZN

Где SH- коэффициент безопасностиДля шестерни

[σ H1 ]=610⋅11,1

=555 МПа

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Для колеса

[σ H ]=5601,1

1=509 ,1 МПа

Для прямозубой передачи за расчетную величину принимаем меньшую из двух [σ H ]=509 , 1 МПа

2.2 Допускаемые напряжения изгибаПредел выносливости по напряжениям изгибаДля шестерниσ Flim=12[26+30]+300=636 МПаДля колесаσ F lim1=1,8⋅245=441 МПа

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений изгибаN FE=μF Nk

Для шестерниN FE1=0,1⋅4 , 28⋅108=4 ,28⋅107

Для колесаN FE2=0 , 143⋅1 , 53⋅108=2,2⋅107

Коэффициент долговечности

Y N=6√N FG

N FT


Y N 1=6√N FG

N FT 1

=6√4⋅106

4 , 99⋅107=0 , 657

Для колеса

Y N 2=6√4⋅106

1 ,92⋅107=0 ,789

Значение коэффициента

μF=1

Коэффициенты безопасности

SF 1=SF 2=1 , 75

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Редуктор нереверсивный Y A=1

Допускаемые напряжения изгиба

[σ F ]=σ F lim

S F

Y A Y N

Где σ F lim− предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжения, установлен для от нулевого цикла напряжений и вычисляется по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев

Y A−коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Y N−коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса:Для шестерни

[σ F 1 ]=6361 , 75

1⋅1=363 МПа

Для колеса

[σ F 2]=4411 , 75

1⋅1=252 МПа

2.3Максимальные ( предельные) допускаемые напряжения для расчетов статистической прочности зубьев при кратковременной нагрузки2.3.1контактные напряжения

[σ H ]max=2,8 σT⋅¿ ¿


[σ Р 1 ]max=2,8⋅700=1960 МПа⋅¿ ¿

Для колеса

[σ H 2 ]max=2,8⋅550=1540 МПа⋅¿ ¿

2.3.2 Напряжения изгиба

[σ F ]max=σ

TF lim¿Y N max¿

K st

Sst

¿

Где σ F lim−предел выносливости по напряжениям изгиба YNmax – предельная (максимальная) величина коэффициента долговечности Kst – коэффициент учета частоты приложения пиковой нагрузки (Тпик) Sst – коэффициент запаса прочности

КП. 15.Д1.3.1.09Лист



[σ F ]max=486⋅4⋅

1,32

=1264 МПа

Для колеса

[σ F ]max=441⋅4⋅

1,32

⋅¿1147 МПа

3.Расчет вращающих моментов На входном валу редуктора T 1=16 .419 Нм=16 . 419⋅103 Нмм

На выходном валу редуктора4. Межцентровое расстояние

awmax

=0 ,85((u+1) 3√ EпрT 2 K Hα K Hβ

[σ H ]2 u2 ψba)⋅¿0 ,85 (2,8+1 ) 3√ 2,1⋅105⋅334 ,9⋅103⋅1,18⋅1 ,145

509 ,12⋅2,82⋅0,4=185 мм

Принимаем aw=200 мм

При этомbw

' =0,4⋅185=62 мм Назначаем ψm

' =30

И находим модуль зубьев

m=bm

1

ψm'=62

30=1. 48 мм

По ГОСТу выбираем m=1,5 ммСуммарное число зубьев колеса и шестерни

Z∑' =2

aw 2

mT

=2125

2=125

Число зубьев шестерни

z1' =

Z∑'

U +1⋅¿185

5. 6+1=37

z2' =Z

∑' 1

∗u=37∗5 . 6=207

Уточняем величину β:Cosβ=0,5·(37+207)·2/185=0,91Β=23,790CФактическое передаточное число

u2=z2

'

z1'=207

37=5. 59

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Делительные диаметрыd=mz для шестерниd1=mz1=2⋅33=60 . 98 мм

Для колесаd2=2⋅92=341. 2 мм

3.Выполняем проверочный расчет на сопротивление усталости по контактным напряжениямПредварительно определяем:K Hα=1 , 05K H=1 ,18⋅1 ,065⋅1,1=1 ,38

σ H=1 , 18√EпрT 2 K H

dw2 bw sin 2αw

([u+1u ])=1, 18√2,1⋅105⋅123 ,

3⋅103⋅¿⋅1 , 38 ( 5. 6+1 )

662⋅56 ,25⋅0 ,64⋅3 ,444=596 ,77≺[σ H ]=636 МП

¿

6.Выполняем проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба.При x=0 находим: для шестерниY FS1=3 ,78

Для колесаY FS2=3 ,79

[ϖ F ]1Y FS1

=3633 , 78

=96

[ϖ F ]2Y FS2

=2523 , 79

=66 ,5

Расчет выполняем по шестернеK F=K Fα⋅K Fβ⋅K Fv=1 , 25⋅1 , 04⋅1, 18=1, 53

σ F=Y FS⋅F t K F

bw m≤¿ [ σF ¿ ]¿

¿¿¿

¿

¿

Усилие в зацепление окружности:

F t=2T 1

d1

=2⋅16 .419⋅103

60 . 98=3736 , 36 H

В результате расчетов получено:m=1,5;z1=37;z2=207;d1=66;d2=341; aw=185; β=23 0С; bw=55,95.Диаметры впадин зубьев:

da1=m· zcos β

+2 · m

da1=2· 33

1+4=67 мм

da2=2· 92

1+4=347 мм

df1= da1-5=66-5=41,5 ммdf2= da2-5=184-5=321 мм

Лист

КП. 15.Д1.3.1.0914


Усилие в зацепление радиальные:Fr1=Ft·tgaw/cosβ=2000*16,419/0,98=334,42 Усилие в зацепление осевые:Fa=3736,36·0,25=934,09

Лист

КП.15. Д5.1.4.8. 15Изм. Лист № докум. Подп Дата

5.Конструирование редуктора

5.1Компоновка одноступенчатого цилиндрического редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «С5», мм. Принимаем С5=10 мм.

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


5.2 Конструирование зубчатого колеса

Диаметр ступицы dст=dвал+2gст

dст=50+2·12,5=75ммgст=0,25·50=12,5мм

Длина ступицы L=(1,4…1,8·)dвал

L=1,5·50=75мм

Толщина венцаg=(2,4…4·)mg=4·2=8мм

Толщина диска C=(0,4…0,45)·dC=0,4·50=17,6=18мм

Диаметр расположения отверстийDотв=0,5·(do-4,5·m-2·g+dст)Dотв=0,5·(188-4,5*2-2*8+80)=121,5

Диаметр отверстийdотв =(0,35…0,4)(do-4,5*m-2*g-dcт)dотв=0,35(188-4,5·2-2·8-80)=29,05мм

КП. 15.Д1.3.1.09 Лист17


6.Конструирование валов

6.1 Вал-шестерня (быстроходный)

Концы валов цилиндрические определяем по ГОСТ 12080-66 d=d вала электродвигателяd=36мм, L2=58мм

Выбираем шпонку Размеры, мм:L=50, b=10, h=8, t1=5, t2=3,3

Диаметр вала под подшипникdп>dk+2(h-t1)dп=36+2(8-5)=42, принимаем dп=45мм.

Выбираем тип подшипника

Осевую фиксацию широко применяют в коробках передач редукторах и других узлах для валов цилиндрических зубчатых передач, а так же для приводных валов ленточных и цепных конвейеров

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 209

Размеры, мм:D=85, B=19, Cr=33,2 kH, Cor=18,6 kH, r=2

Диаметр буртика подшипника:dбп=dп+3rdбп=45+3*2=51мм

6.2 Вал тихоходный

d≥(5 .. . 6) 3√TТ .

где T Т - крутящий момент на тихоходном валу,Н⋅м . d≥5 3√334 ,9=40 мм,

L=82мм

Размеры:

b=12, h=8, t1=5, t2=3,3, L=75

Диаметр вала под подшипник принимаем d=50мм,

Выбираем тип подшипников

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 210

Размеры:D=90 мм, B=20 мм, Cr=35,5 kH, Co=19,8 kH, r=2

Диаметр буртика подшипника:dбп=dп+3rdбп=50+3*2=56мм

Лист

КП. 15.Д1.3.1.0919

Из Лист № докум. Подп Дата

Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна СЧ 20,СЧ15Различают крышки накладные и закладные.В нашем случае используем накладные крышки.

Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник

На быстроходном валу: крышка глухаяD=85 мм Болт М12D1=D+2,5d=85+2,5·8=105ммD2=D1+2d=105+2·8=121 мм

Манжетное уплотнение применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов.

Манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения и браслетной пружины

Манжета 1.1-45х60-1 ГОСТ 8752-79 Размеры, мм: D=45 мм, b=10мм

На тихоходном валу:D=90 ммБолт М12D1=D+2,5d=90+2,5·8=110 ммD2=D1+2d=125+2·8=126 мм

Основные размеры манжеты 1.1-55х80-1 ГОСТ 8752-79d= 50 ммb=10мм

7. Конструирование корпуса редуктора

К корпусным относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы. Действующие в машине корпусные детали обычно имеют сложную форму. Поэтому их получают в большинстве случаев методом литья. Для изготовления корпусных деталей широко используют чугун, сталь, а при необходимости ограничения массы машин-легкие сплавы (алюминиевые, магниевые)Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое

Лист

КП. 15.Д1.3.1.0920

Из Лист № докум. Подп ДатаОпределим толщину стенок δ=0,025·aw+5 δ=0,025·125+5=8,125ммПлоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r1 и r2, принимаем r1=r2-10ммТолщину наружных ребер жесткости у них основания принимаем равной 1,0 δ=8мм

Корпус данного одноступенчатого цилиндрического редуктора – разъемный (плоскость разъема проходит через оси вращения)

Крепление крышки редуктора к корпусу. Для соединения крышки с корпусом используют болты наружной шестигранной головкой. Ширину фланца выбирают из условия свободного размещения гайки и возможности поворота ее гаечным ключом на угол >60o

Принимаем диаметр резьбы d=12ммДиаметр отверстия под головку болта D=20ммДиаметр отверстия под болт do=14ммШирина фланца К=24мм

Фиксирование крышки относительно корпуса.

Отверстие в подшипниковом гнезде для установки подшипников должна иметь правильную цилиндрическую форму. При сборке редуктора во время затяжки болтов, соединяющих корпус с крышкой, возможно, некоторое смещение крышки относительно корпуса, что вызовет деформирование наружных колец подшипников, имеющих малую жесткость. Кроме того, торцы приливов у подшипниковых гнезд на крышке редуктора и корпусе могут не совпасть, что повлечет перекос крышек подшипников и наружных колец самих подшипников.

Установим два конических штифта, диаметр резьбы dшт=(0,7…0,8)d=0,7*12=8мм

Поверхности сопряжения корпуса и крышки шарбят и шлифуют для плотного их прилегания. Прокладки в плоскость разъема не ставят вследствие вызываемых ими искажения формы посадочных отверстий под подшипники и смещения осей отверстий с плоскости разъема.Штифт 8х25 ГОСТ 3120-70Лапы редуктора:Диаметр отверстия d1=2 δ=2·8=16 мм к=48мм с=26мм х=2мм S1= δ+х+к=8+2+48=58мм

Лист

КП. 15.Д1.3.1.09 21Из Лист № докум. Подп Дата

Оформление сливных отверстийДно корпуса с уклоном 10 в сторону сливного отверстия. Кроме этого у самого отверстия нужно делать местное углубление. Сливное отверстие должно быть достаточно большого диаметра, при таком исполнении масло почти без остатка может быть слито из корпуса.Отверстие для выпуска масла закрывают пробкой с цилиндрической резьбой.Так как цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения, поэтому требуется дополнительное уплотнение.

Основные размеры D=26 мм

D1=22 мм L=23 мм I=12 мм а=3мм f=3 мм

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применяют проушину.

d=3δd=3*8=24мм

R � d=24мм

Крышка люка Для залива масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки, чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации. Люк прямоугольной формы и закрыт крышкой. Для того чтобы внутрь корпуса из вне не засасывать пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки. Крышки крепят винтами.

КП. 15.Д1.3.1.09Лист

22Из Лист № докум. Подп Дата

При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого внутреннюю полость сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.

8. Смазывание передачи.Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности

изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и отчистки от продуктов износа, а так же для предохранения от заедания, задоров и коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передачи широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масла, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекают в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

h- высота масляной ванныглубина погружения в масле колеса цилиндрические редукторы hм

hм=2*m=2*2=4 ммVсмазки=(0,5-1)л на 1 кВт Vсмазки=0,5*4=0,002 м2

КП. 15.Д1.3.1.09Лист

23Из Лист № докум. Подп Дата

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Преимущественное применение имеют масла. Причем чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

σм=605, 8мПа, V=0,6 v/сμ=6мм2/сИ-Г-А-68 (μ=61/75мм2/с)

9. Расчет шпоночных соединений.

Вал-шестерня (быстроходный)Выбираем шпонку L=50ммd=36ммb=10ммh=8ммt1=5ммt2=3,3мПроверка шпонки на смятие:Условие прочностиσсм<[ σсм][ σсм]=(90…110мПаσсм=2·Tкр/(h-t1)·Iраб

σсм=2·123,3·1000/36(8-5)(50-10)=57,08 мПа57,08мПа<90мПа, условие выполнилось

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Проверка шпонки на срез:Условие прочностиτср<[ τср][ τср]=60…90 мПаτср=2·Tкр/d·b·II-полная длинаτср=2·123,3·1000/36*10*50=13,7 мПа13,7<60 мПа, условие выполнилось

Вал тихоходныйВыбираем шпонку L=75ммd=40ммb=12ммh=8ммt1=3,3мм

Проверка шпонки на смятие:Условие прочностиσсм<[ σсм][ σсм]=(90…110мПаσсм=2·Tкр/(h-t1)·Iраб

σсм=2·334,9·1000/40·(8-5)·75=146,89 мПа146,89мПа<150мПа, условие выполнилось

Проверка шпонки на срез:Условие прочностиτср<[ τср][ τср]=60…90 мПаτср=2·Tкр/d·b·II-полная длинаτср=2·334,9/40·12·75=18,61 мПа18,61<60 мПа, условие выполнилось

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


10. Проверка подшипниковПодшипник шариковый радиальный однорядный 209.Расчет на статическую грузоподъемность. Проверяем не будети ли радиальная Fy на подшипник превосходить статическую грузоподъемность указанную в каталоге.Проверяем условие P0<C0

C0- статическая грузоподъемность подшипника – такая нагрузка на подшипник (кН) при действии которой остаточная пластическая деформация (вмятина) составит 0,0001dтк

C0=18600НP0=[Х0Fr+Y0F0

P0- эквивалентная нагрузка на подшипникFr-радиальная нагрузка на подшипникF0-осевая нагрузка на подшипникХ0, Y0- коэффициенты учитывающие влияние радиальной и осевой нагрузкиFr=3214,7813 НКоэффициент осевого нагружения е=0, угл контакта α=0, х=1, Н=0Р0=1·3214,7813+0=3214,7813Н<18600Н, условие выполнилось.Расчет на динамическую грузоподъемностьP- эквивалентная нагрузка на подшипникР=(VX Fr+Y F0)KбКт

V- коэффициент вращения кольца (учитывающий какое кольцо подшипника вращается), в нашем случае вращается внутреннее кольцоV=1Kб- коэффициент динамической нагрузкиПринимаем Kб=1,3Кт- температурный коэффициент, учитывающий при какой температуре работает подшипник: t0<1000C, Кт=1P=(1·1·3214,7813+0)·1,3=4179,21569HL=α(C/P)α

L- долговечность подшипников в млн.обC-динамическая грузоподъемность подшипниковC=33200Нα-безразмерный показатель системыα=3-для шариковых подшипниковL= (33200/4179,21569)3=501,337млн.об Долговечность подшипника в часахLh=L·106/60·n (час) Lh=501,337·106/60·339,6=24604,29 чn- об/мин скорость вращения подшипникаТребуемая долговечность подшипникаLhтреб=5лет·365·24·Кгод·Ксутки Lhтреб=5*365*24*0,8*0,6=21024 ч24604,29 ч>21024 ч

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Подшипник 210 C0=19800 НP0=[Х0Fr+Y0F0

P0- эквивалентная нагрузка на подшипникFr -радиальная нагрузка на подшипникF0-осевая нагрузка на подшипникХ0, Y0- коэффициенты учитывающие влияние радиальной и осевой нагрузкиFr=3407,852 НFa=0Р0=1·3407,852 Н +0=3407,852Н<19800Н, условие выполнилось.Расчет на динамическую грузоподъемностьP- эквивалентная нагрузка на подшипникР=(VX Fr+Y F0)KбКт

V- коэффициент вращения кольца (учитывающий какое кольцо подшипника вращается), в нашем случае вращается внутреннее кольцоV=1Kб- коэффициент динамической нагрузкиПринимаем Kб=1,3Кт- температурный коэффициент, учитывающий при какой температуре работает подшипник: t0<1000C, Кт=1P=(1·1·3407,852+0)1,3=4430,2076HL= α(C/P)α

L- долговечность подшипников в млн.обC-динамическая грузоподъемность подшипниковC=35100Нα-безразмерный показатель системыα=3-для шариковых подшипниковL=(35100/4430,2076)3=497,335 об/минДолговечность подшипника в часахLh=L·106/60·n (час) Lh=497,335·106/60·121,3=68334,020часn- об/мин скорость вращения подшипникаТребуемая долговечность подшипникаLhтреб=5лет·365·24·Кгод·Ксутки Lhтреб=5·365·24·0,8·0,6=21024 час68334,020 ч>21024 ч

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Список литературы1)Мехаев Михаил Борисович .Предварительный расчет привода, Омск 20052)Добровольский Виктор Павлович. Расчет цилиндрических зубчатых внешнего зацепления3)Анурьев В. И. Справочник конструктора- машиностроителя. В 3-х т. Т.1.- 5-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1978.-728 с., ил.4)Анурьев В. И. Справочник конструктора- машиностроителя. В 3-х т. Т.2.- 5-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1980.- 559 с., ил.5)Анурьев В. И. Справочник конструктора- машиностроителя. В 3-х т. Т.3.- 5-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1980.- 557 с., ил.6)Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. Вузов.- 7-е изд., испр.- М.: Высш. шк., 2001.- 447 с.: ил.

КП. 15.Д1.3.1.09Лист


Пояснительная записка

Documents