Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор передача ко

Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

4. Проектировочный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Подбор подшипников для валов редуктора

9. Второй этап эскизной компоновки редуктора

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

Список используемых источников

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю

1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.

Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

Наружный диаметр шнека D=550 мм;

Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;

Угол наклона передачи Q=60º

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;

Нагрузка с лёгкими толчками;

Срок службы привода L= 6 лет

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Определяем общий КПД привода

ŋ_цеп.п. = 0,92 – КПД цепной передачи

ŋ_ц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

ŋ_пк = 0,99 – КПД пары подшипников

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,99 2 ∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

n_ном ===34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Р_тр. =

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

n_ном = 700 об/мин d_дв = 32 мм.

u_общ =

Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

u_цеп =

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

Определяем мощность на всех валах привода.

Определяем крутящие моменты на валах:

Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.

Таблица 1.1 — Силовые и кинематические параметры привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h =30·10 3 ч.

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала и назначение термической обработки

Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

НВ₁ =269…302 = 285,5;

НВ₂ = 235…262 = 248,5;

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где −К_нl =1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σ_н0 ]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев N_{H 0} .

Расчетное допускаемое напряжение

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

₂ =1,03∙НВ_2ср =1,03∙248,5=256МПа

₁ =1∙294=294МПа

₂ =

Где−К _FL = 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

− [σ_{F 0} ]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений N_{F 0} .

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

— коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψ_а =b₂ /a_ω =0,4;

Видео:Сборка одноступенчатого цилиндрического редуктора.Скачать

— коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψ_d =b₂ /d₁ =0,3 ·Ψ_аω (u₁ +1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки К_Нβ =1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 a_ω =112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

;

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 m_n =1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни

Фактический угол наклона зубьев:

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

диаметры окружностей впадин зубьев

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

Определяем осевую силу в зацеплении:

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

,

Принимаем 8 ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

-коэффициенты ширины венца колеса Ψ_d =b₂ /d₁ =45/37,33=1,205

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) К_{Н β} =1,06 и К_{F β} =1,2

— коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кн_ά =1,05

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

3 = 24/0,96428 3 =27

Z₂ /cosβ 3 = 120/0,96428 3 =134

выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба Y_{F 1} =3,85 и Y_{F 2} =3,60

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

Прочность зубьев обеспечивается.

Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Диаметр делительной окружности

Диаметр окружности вершин зубьев

Диаметр окружности впадин зубьев

3 . РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Принимаем однорядную роликовую цепь.

Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:

Определим число зубьев большей звёздочки

Фактическое передаточное число:

отклонение составляет 0,44%

По табл 7.18 [ 4 ] по величине n₂ = =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц ]=30 МПа

Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:

К_д =1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;

К_с =1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);

К_Θ =1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60º);

К_рег =0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);

К_р =1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).

Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи

Р_ц ≥2,8

Где момент на ведущей звездочке:Т₂ = 163,3 Н·м

По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами А_оп =179,7 мм 2 ; q=2,6 кг/м

Проверяем условие п₃ ≤п_{3 max} по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п_{1 ma} =1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140 -3 •21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с

Окружную силу, передаваемую цепью:

Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:

Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц ]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие p_ц 2 /(4•a•π 2 )=

2•40+0,5(21+85)+(85−21) 2 /(3,14 2 •4•40)=135,6

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины цепи l_р .

а_ц= 0,25t [(l_р — _W ) + ],

а_цеп =0,25•25,4[(136−53) + ] =1021 мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.

Диаметры делительных окружностей звездочек:

Диаметры наружных окружностей звездочек при d₁ =15,88мм – диаметр ролика цепи :

центробежная F_v = υ 2 • q=2,6•1,244 2 =4,0 Н

от провисания цепи при коэффициенте провисания к_f =1,4 при угле наклона передачи 60º

Расчетная нагрузка на валы:

Коэффициент запаса прочности:

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности s > [ s ] выполняется.

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

Видео:РАБОТА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА. Анимация. Детали машин.Скачать

У выбранного электродвигателя диаметр вала d_дв = 32 мм

Под подшипники принимаем d_п1 ==35 мм

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

Диаметр под подшипниками d_п2 =45 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом d_k2 =50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

Конструкционные размеры зубчатого колеса

Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:

L_ст2 =(1,2…1,5) d_k2 =(1,2…1,5)∙50=60…75мм

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки:

Толщина поясов корпуса и крышки:

принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом

принимаем болты с резьбой М8

7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии a_w =112 мм.

Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса

2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;

3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

Таблица 3 — Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l₁ =54,5 мм, на ведомом l₂ =55,5 мм.

8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Из расчетов и компоновки: F_t =1750 Н, F_r =660 Н, F_а =481 Н, l₁ =l₂ =55 мм,

Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):

F_м =80=80 =466 Н

Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы F_t :

Н;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил F_r иF_а :

∑ М_Х1 =0; R_{2 y} ּ 2 l₁ — F_r ּl₁ — F_а = 0,

∑ М_Х2 =0; — R_{1 y} ּ2l_{1 +} F_r ּl₁ – F_а = 0,

Н.

Н,

Строим эпюру изгибающих моментов:

Определяем реакции опор от силы F_м :

Н;Н.

Строим эпюру изгибающих моментов М_{F м} в характерных сечениях:

Строим эпюру крутящих моментов: М_к =Т₁ =34 Нּм.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы F_м неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы F_м совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:

Н,

Н.

Для принятого подшипника 207 С_r =25,5 кН и С₀ =13,7 кН

Определяем отношение R_а /С_о =481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение R_а /R_{r 2} =481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.

V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;

К _δ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);

К _τ =1 – коэффициент температурныйt 3 ч,

ч.

Долговечность подшипников соблюдается.

Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:

F_{цеп Г} =F_цеп ·cos 60º=1995•0,5=998 H

F_{цеп В} =F_цеп ·sin 60º=1995•0,866=1728 H

Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.

Определяем опорные реакции от силы F_t и F_{цеп Г} в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил F_{цеп Г} , F_{r Т} и F_аТ .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:

Видео:Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

Строим эпюру крутящих моментов: М_к =Т₂ =163,3 Нּм.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции:

Н,

Н.

Для принятого подшипника 209 С_r =33,2 кН и С₀ =18,6 кН

Определяем отношение R_а /С_о =481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение R_а /R_{r 4} = =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.

Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:

30ּ10 3 ч,

ч.

Долговечность подшипников соблюдается.

9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, 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 узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние l₁ . используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) вычерчиваем накладные крышки подшипников с регулировочными прокладками.

в) Переход вала от диаметра d=35 мм к присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3.. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.

Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂ , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем врезные крышки подшипников с регулировочными кольцами.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычерчиваем шпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой . Муфта состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается резиновая звездочка.

Материал полумуфт – чугун – СЧ 20 , звездочки – специальная резина.

Вследствие небольшой толщины резиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующая незначительные смещения валов.

Радиальное и угловое смещение валов снижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.

Муфту подбираем по ГОСТ 14084 – 76 (1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки d_дв =32 мм и d_в1 =32 мм Принимаем муфту с максимально передаваемым моментом [T]=125 H∙м

Проверяем выбранную муфту по расчётному моменту:

Где Т – номинальный момент на валу

К – коэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима её работы; К=1,5

Принимаем исполнение полумуфт на короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм

Муфта упругая со звёздочкой 125−32−2−У3 ГОСТ 14084-76

11. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Выбираем шпонки для соединения выходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала с зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи – чугунная. Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100-120МПа, при чугунной — =50-70 МПа

Момент на ведущем валу редуктора Т₂ =34 Н∙м

длина шпонкиl=50 мм (при длине ступицы полумуфты l_ст =58 мм)

Материал полумуфты чугун СЧ20.

Момент на ведомом валу редуктора Т₂ =163,3 Нм.

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

Длина шпонки l=50 мм (при длине ступицы колеса l_ст =60 мм).

Материал колеса Сталь 40Х.

Проверяем шпонку под полумуфтой

l=50 мм (принимаем длину ступицы звездочки 60 мм)

Материал звездочки – легированная сталь.

Прочность шпоночных соединений соблюдается.

12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

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

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [Ѕ].

Материал вала сталь 40Х. твёрдость не менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] σ_В =900 МПа.

Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.

По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент

Крутящий момент в сечении вала Т₁ =34 Нм.

Осевой момент сопротивления сечения :

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом

;

находим отношение К_σ /К_d и К_τ /К_d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d_п2 =35 мм и σ_В =900МПа путём линейной интерполяции

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) К_f =1,5

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=S_σ •S_τ /

Значительное превышение обусловлено тем, что диаметр вала был значительно увеличен.

По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент;

Осевой момент сопротивления сечения с учётом зубьев шестерни:

5076 мм 3

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

Видео:Цилиндрический одноступенчатый редуктор (анимация разборки-сборки)Скачать

Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.

Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

;

Для эвольвентных зубьев находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).

Для стали при σ_В = 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: К_σ =1,7; К_τ =1,55

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) К_f =1,5

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d₃ =37,33 мм для легированной стали: К_dσ =0,86 и К_{τ d} =0,74

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); К_у =1,65

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под шестерней:

S=S_σ •S_τ /

Значительное превышение обусловлено диаметром шестерни

Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы выносливости σ_-1 =250МПа,

Сечение под зубчатым колесом.

Определяем суммарный изгибающий момент.

Крутящий момент в сечении вала Т₂ =163,3 Нм

Осевой момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределов выносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаем коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.

Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)

Для шпоночного паза находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).

Для стали при σ_В =560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=1,46

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2)К_f =1,05

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d_к2 =50 мм

От установки колеса на валу с натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отклонению

В дальнейших расчётах принимаем К_σД =3,5 ; К_τД = 2,6 от установки колеса на валу с натягом.

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=S_σ •S_τ /

Прочность вала обеспечивается.

Проверяем сечение валапод подшипником 3.

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент в сечении вала Т_з =163,3 Нм.

Осевой момент сопротивления сечения :

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом

;

находим отношение К_σ /К_d и К_τ /К_d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d_п2 =45 мм и σ_В =560 МПа путём линейной интерполяции

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=S_σ •S_τ /

13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

электродвигатель кинематический привод редуктор

Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3).

Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;

посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6;

мазеудерживающие кольца, Н8/m8;

распорные кольца, сальники Н8/h8;

шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6;

отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.

Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:

По табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_Н =450,1 МПа и скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34∙10 -6 м 2 /с.

По табл. 10.10 (3) принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при монтаже передачи.

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

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

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100 о С;

в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые масле.

Затем ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.

Собранный ведущий вал устанавливают в крышку корпуса редуктора .

Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)

Далее на выходные концы ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку и полумуфту.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин — М: Высшая школа, 1991.

Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин — М: Высшая школа, 1987.

С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М — Машиностроение, 1988.

А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа, 1983.

источники:

Видео:7.1.Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Часть 1. Вид сверху)Скачать

https://evakuatorinfo.ru/sproektirovat-odnostupenchatyy-tsilindricheskiy-reduktor-peredacha-ko

📹 Видео

Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать

Компас 3D уроки - разнос одноступенчатого цилиндрического редуктораСкачать

Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора проект с чертежом, спецификацией и 3d моделямиСкачать

Курсовой по деталям машин - редуктор цилиндрический одноступенчатый #2174Скачать

1 этап компоновки цилиндрического редуктораСкачать

Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора. Урок 2. Моделирование вала-шестерни.Скачать

Изучение двухступенчатого цилиндрического редуктора. Детали машин.Скачать

6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

Проектирование привода цепного транспортера вариант 4 курсовой с расчетами и чертежами редуктораСкачать

4. Анализ типовых ошибок графической части курсового проекта по деталям машинСкачать

Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора. Урок 3. Моделирование зубчатого колеса.Скачать

Сборка цилиндрического одноступенчатого мотор редуктора серии PTСкачать

Компоновка цилиндрического одноступенчатого редуктораСкачать