Проектирование редуктора
Выбор сорта масла Смазывание элементов передач производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение цилиндрического колеса примерно на (0,5…5)m соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм. Расстояние от поверхности колеса до дна ванны не меньше двухкратной толщины стенки корпуса. Смазка подшипниковых узлов на валу… Читать ещё >
Проектирование редуктора (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
привод зубчатый передача
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.
Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы. Рассмотрим одноступенчатый цилиндрический редуктор с внутренним зацеплением.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И кинематический расчет привода
Pn=5 кВт — мощность на эксцентрике 2.
n3 — частота вращения эксцентрика 2.
Определяем КПД привода:
КПД зубчатой закрытой передачи ззп=0,97
КПД подшипников зпк=0,99
КПД клиноремённой передачи зр=0,96
Тогда требуемая мощность двигателя:
Из справочника выбираем двигатель мощностью Рдв?Рn, т. е. Рдв=5,5кВт По данным табл. П1. «Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19 523–81)». Рассматриваем электродвигатели 3-х марок.
Рассматриваем двигатели с синхронной частотой вращения nc:
nc, мин-1 | |||
S, % | 3,3 | ||
nн, мин-1 | |||
Передаточное отношение привода:
Из справочника для цилиндрической передачи передаточное отношение 3−6,3
Принимаем iр = 3, iзп = 4iпр= iр . iзп = 12 — передаточное отношение привода Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя:
Выбираем электродвигатель 4А132S6У3, номинальная мощность двигателя Pдв=5,5 кВт, синхронная частота вращения nс=1000 мин-1., номинальная частота вращения nдв. ном=970 мин-1, скольжение S=3,3%
Производим уточнение передаточных чисел:
Из справочника для зубчатой передачи iзп = 5, тогда
Находим частоты вращения различных валов:
— частота вращения вала двигателя
— частота вращения ведущего вала
— частота вращения ведомого вала
— удовлетворяет условию.
Определяем угловые скорости:
— угловая скорость ведомого вала
— угловая скорость ведущего вала
— угловая скорость вала двигателя Мощности на валах:
Определяем вращающие моменты:
Момент двигателя:
на валу шестерни:
на валу колеса:
2. Расчет клиноремённой передачи
nдв. ном=970 мин-1 — частота вращения ведущего (меньшего) шкива
Pпередав.= 5259 Вт
iрем = 2.98 — передаточное отношение
s = 0.015 — скольжение ремня.
1. По номограмме выбираем сечение клинового ремня: Б Технические данные:
lр= 14 мм, А = 1.38 см2, w = 17 мм
2. Вращающий момент Т = 67.1. 103 Н.мм
3. Определяем диаметр ведущего шкива d1, мм:
С учётом того, что d1 не должен быть меньше 125 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы на 1−2 порядка выше d1min.Принимаем d1= 140 мм.
4. Диаметр ведомого (большего) шкива d2, мм:
Ближайшее стандартное значение из таблицы: d2 = 400 мм
5. Уточняем действительные передаточные отношения:
.
Проверим отклонение
6. — минимальное межосевое расстояние.
Ориентировочное межосевое расстояние принимается в 2−3 раза больше полученного.
Принимаем = 800 мм
7. Расчётная длина ремня
Из таблицы находим ближайшее стандартное значение l = 2500 мм.
8. Уточняем действительное межосевое расстояние:
a = 815.7 мм — действительное межосевое расстояние.
Рекомендуется обеспечить уменьшение a на 0.01 l, для обеспечения одевания ремня на шкив, увеличение a на 0.025 l для увеличения натяжения ремней.
9. Угол охвата меньшего шкива:
10. Определяем линейную скорость ремня, м/с :при n1 = 970 об/мин
11. Частота пробегов ремня U, с-1:
12. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём:
Для сечения Б базовая длина ремня Lб = 2500 мм
5 м/с — 2.17 кВт
10 м/с — 3.72 кВт Предполагаем, что функция между точками линейна, тогда по линейной интерполяции:
— коэффициент длительности работы и динамичности нагрузки (умеренная нагрузка)
— коэффициент угла обхвата (= 161.80)
— коэффициент влияния относительной расчётной длины к базовой.
13. Сила предварительного натяжения одного ремня F0, Н:
14. Окружная сила, передаваемая комплексом ремней Ft, Н:
15. Сила натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей одного ремня, Н:
16. Сила давления на вал комплекта ремней:
17. Ширина шкивов Bш, мм: для сечения Б: е = 19, f = 12.5
18. Рабочий ресурс клиноременной передачи H0, ч:
— базовое число циклов (для сечения Б)
— длина ремня
— коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения
(при постоянной нагрузке) где — напряжение растяжения
напряжение изгиба
напряжение от центробежных сил
3. Расчет зубчатой передачи
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
Шестерня: сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230;
Колесо: сталь 45, термическая обработка — улучшение, НВ 200.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем по таблице, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор. Примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колёс, так как со стороны клиноремённой передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая деформацию и ухудшение контакта зубьев:
Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов:
[1, табл.3.2]
где — предел выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с поверхностью зубьев менее НВ 350 и термической обработкой нормализацией
;
Коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали принимают[SH]=1.1~1,2
Принимаем [SH]=1.1.
Следовательно, расчетное допускаемое контактное напряжение:
[1, табл.3.2]
Мощность на валу эксцентрика (на ведомом валу редуктора): Pв= 5.05 кВт Принимаем коэффициент ширины венца: =0.4
Межосевое расстояние для передачи с внутренним зацеплением:
Для косозубых передач Ка=43; =5
Определяем межосевое расстояние:
Ближайшее значение aw из единого ряда по ГОСТу: aw =200 мм.
Окружной модуль зацепления
mn = (0.010.02)aw = (0.010.02)200 = 24 мм Принимаем по ГОСТ 9563–60* mn=2.5 мм
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем предварительно угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев:
;
Принимаем z1=26;
z2=z1•iред=26•5=130;
Принимаем z2=130;
Уточняем значение угла наклона зубьев:
=12.83 8570
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительных окружностей:
шестерни
колеса
Проверка межосевого расстояния
.
Диаметры вершин зубьев
da1=d1+2mn=66.67 + 2•2.5=71.67, мм
da2=d2+2mn=333.33 + 5=338,33 мм Ширина колеса
ширина шестерни .
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру
.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
.
При v < 10 м/с для цилиндрических косозубых передач принимаем восьмую степень точности. [2, табл.4.7]
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
.
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешности зацепления и деформации зубьев KH при bd=1.28 твердости НВ350 и несимметричности расположения колёс (из-за натяжения клиноремённой передачи) KH 1,162 [1, табл.3.5]
Для прямозубых колес при v<5 м/с, НВ350 и восьмой степени точности динамический коэффициент, учитывающий поправку на скорость KHv=1,0
Для косозубых колес при v = 1.14 м/с коэффициент KH=1.07 [1, табл.3.4]
Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений КН=1.162•1.07•1=1.244
Проверка контактных напряжений:
; 426 МПа < 454.5 МПа Условия прочности выполняются.
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба для прямозубых передач:
.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и ее динамическое действие .
Значение KF при bd=1.28 твердости НВ350 и несимметричности расположения колёс относительно опор (из-за натяжения клиноремённой передачи) KF 1,332 [1, табл.3.7]
Коэффициент динамичности KFv при восьмой степени точности, твердости НВ350 и окружной скорости до 3 м/с — KFv=1,1 [1, табл.3.8]
Следовательно,
.
YF — коэффициент, учитывающий форму зуба, зависящий от эквивалентного числа
зубьев zv:
методом линейной интерполяции: YF1=3,86
YF2=3.6 (при zv > 110)
Допускаемое контактное напряжение .
Коэффициент безопасности .
учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1.75. Для стали 45 улучшение, при твердости НВ350 .
Для шестерни ;
Для колеса [1, табл.3.9]
учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 (для поковок и штамповок).
Следовательно, .
Допускаемое напряжение:
.
Проверку на изгиб следует проводить для того колеса, для которого отношение меньше. Найдём эти отношения:
Для шестерни Для колеса Рассчитываем напряжение изгиба для колеса .
Условие прочности выполнено.
4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА Диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:
Допускаемое напряжение на кручение: для ведущего вала [к1]=20 МПа (Н/мм2),
учитывая то, что ведомый вал испытывает изгиб от натяжения клиноремённой передачи;
для ведомого вала [к2]=25 МПа (Н/мм2);
Тк — крутящий момент, Нмм.
Ведущий вал
Принимаем диаметр выходного конца вала из стандартного ряда R40 (ближайшее большее): = 34, мм Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 40 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение: [к]=25 МПа Принимаем dB2=55 мм. Диаметр вала под подшипниками dп2=60 мм, под зубчатым колесом dк2=65 мм.
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня: d1=66.67 мм, da1=71.67 мм, b1=85 мм.
Колесо кованое: d2=333.33 мм, da2=338.33 мм Диаметр ступицы: .
Длина ступицы Принимаем = b2=80 мм.
Толщина обода: д0=(2.5~4)mn=6,25~10 мм. Принимаем д0=10 мм Толщина диска С=0.3. b2 =0.3. 80= 24 мм. Принимаем С=24 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: [1, табл.10.2]
. Принимаем =8 мм.
. Принимаем 1=8 мм.
Толщина фланцев корпуса:
Верхний пояс корпуса: b=1,5• =1,58=12 мм.
Нижний пояс корпуса: р=2,35•1=2,35•8=18,8 мм, принимаем р=20 мм.
Диаметры болтов:
1) Фундаментных: d1=(0,03~0,036)aw+12=18~19.2 мм. Принимаем болты с резьбой М20.
2) Соединяющих крышку с корпусом: d3=(0,5~0,6)d1=10~12 мм, принимаем болты с резьбой М12.
Толщина ребер у основания корпуса: m=(0,85~1)д=4,6~6 мм, принимаем m=8 мм.
7. первый этап компоновки редуктора Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Учитывая расстояние аw=200 мм вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары — окунанием (погружением зубчатого колеса в масло).
Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии для шестерни и легкой серии для колеса:
Условное обозначение подшипника | d | D | B | r | Грузоподъемность, кН | ||
мм | мм | мм | мм | динамическая С | статическая С0 | ||
2,5 | 31.3 | 22.3 | |||||
2,5 | 40.3 | 30.9 | |||||
Диаметры остальных участков валов назначим исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Ведущий вал Из расчета редуктора Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н из первого этапа компоновки редуктора l1= l2=78 мм
Плоскость xz:
а) Определяем опорные реакции:
Проверка:
Верно.
——б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 0,1,2:
Плоскость yz:
Проверка: Верно Суммарные реакции: .
.
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии 308. Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:
радиальная нагрузка на подшипник Pr=2565, H;
осевая сила, действующая в зацеплении = 1044, Н где Vкоэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;
kб=1.3 — коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]
kT, — температурный коэффициент, при рабочей температуре Т?125° С kT=1 [1, табл.9.20]
Отношение e = 0,25
Отношение X=0.56, Y=1.78
Номинальная долговечность подшипника, млн. об.:
[1, c.211]
где С — динамическая грузоподъемность, Рэ — эквивалентная нагрузка, р=3 — для шарикоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
[1, c.211]
Ресурс подшипника 22 710 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.
Ведомый вал
На тихоходный вал действуют такие же силы, как и на ведущий: Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н Найдем силу действия эксцентрика на вал:
Частота вращения эксцентрика n=65, w = 6.81 рад/с Примем диаметр эксцентрика = диаметру зубчатого колеса dэкс = 338 мм.
Rэкс = 338/2= 169 мм = 0.169 м.
, ,
Из первого этапа компоновки редуктора l2=78 мм.
1. Плоскость xz:
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси z в характерных сечениях -0,1,2:
2. Плоскость yz:
а) Определяем опорные реакции:
Проверка: Верно Суммарные реакции: .
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии 212
Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:
где радиальная нагрузка на подшипник Pr=5494, H;
осевая сила, действующая в зацеплении = 1044, Н где Vкоэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;
kб=1.3 — коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]
kT, — температурный коэффициент, при рабочей температуре Т?125° С kT=1 [1, табл.9.20]
Отношение e = 0,23
Отношение X=1, Y=0
Номинальная долговечность подшипника, млн. об.:
[1, c.211]
где С — динамическая грузоподъемность, Рэ — эквивалентная нагрузка, р=3 — для шарикоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
[1, c.211]
Ресурс подшипника 46 010 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.
Данные подшипники после отработки редуктора рекомендуется демонтировать и использовать при ремонтных работах.
9. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233–78.
10. проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными краями. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23 360–78. [5, табл. К42]
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Условие прочности:
. [1,с170]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см]=100 120 МПа, при чугунной [см]=5070 МПа.
Ведущий вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи. d=34 мм; сечение шпонки bхh=10×8мм, t1=5 мм, длина шпонки l=56 мм., момент на ведущем валу Т1=152•103 Н•мм Условие прочности выполнено .
Ведомый вал.
1) Проверяем шпонку под эксцентриком, так как она более нагружена (меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
d=55 мм; сечение шпонки bxh=16×10 мм, t1=6 мм; длина шпонки l=63 мм, момент на ведомом валу Т2=742,1•103 Н•мм:
.
Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности см<[см] выполнено.
2) Проверяем шпонку под зубчатым колесом. d=65 мм; сечение шпонки bxh=20×12 мм, t1=7.5 мм; длина шпонки l=70мм, момент на ведомом валу Т2= 742,1•103 Н•мм:
Условие прочности шпоночного соединения см<[см].
11. уточненный расчет валов Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s[s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений.
Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно целое с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.
По таблице [1, табл.3.3] при диаметре заготовки до 90 мм (da1=50,5 мм) среднее значение В=780 Н/мм2.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .
Сечение A — A
Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:
.
При d=34 мм, b=10 мм, t1=5 мм, момент сопротивления кручению сечения вала для валов с одним шпоночным пазом:
[2, табл.8.25]
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
.
Принимаем эффективный коэффициент концентраций напряжений для данного сечений вала со шпоночным пазом k=1,68 [1,табл.8.5]
Масштабный фактор для касательных напряжений =0,75. [1,табл.8.5]
Коэффициент =0,1 — для углеродистых и легированных сталей [1,с.162]
.
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется: s?[s].
Изгибающий момент от консольной нагрузки в сечении, А — А при длине посадочной части l=63 мм, при :
Осевой момент сопротивления сечения изгибу:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
При отсутствии осевой нагрузки уm=0:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].
Так как коэффициент запаса прочности получился большим, то проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.
Ведомый вал.
Материал вала — сталь 45 нормализованная; В=570 МПа. [1, табл.3.3] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: .
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d=65 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Крутящий момент: T3=742.1 Н.мм = 1.49, = 1.59
Масштабные факторы находим методом линейной интерполяции:
Коэффициенты =0,15, =0.1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Момент сопротивления кручению:
Момент сопротивления кручению:
Амплитуда и среднее значение касательных напряжений отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
При отсутствии осевой нагрузки уm=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].
Сечение К-К. Концентрацию напряжений обуславливает посадка подшипника с гарантированным натягом и наличием больших изгибающих моментов.
При d=30 мм, b=10 мм, t1=5 мм, для сплошных валов полярный момент сопротивления сечения:; [2, табл.8.25]
осевой момент сопротивления сечения:
Принимаем значения и для посадок с гарантированным натягом при d=30 мм и В=780 МПа;; [1,табл.8.7]
Коэффициент =0,1 [1,с.162]
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности, при Ra=0,32~2,5 мкм принимают в=0,97~09; Принимаем в=0,95.
где амплитуда и среднее значение касательных напряжений от нулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Мсеч — суммарный изгибающий момент рассматриваемого сечения:
МА-А=
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].
12. посадки зубчатого колеса, подшипников и втулок Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными [1,табл.10.13]
Посадка зубчатого колеса на вал Н7/r6 по ГОСТ 25 347–82. Посадка стакана под подшипники качения в корпус Н7/h7. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения в корпусе под наружные кольца по Н7. Распорная втулка на быстроходном валу Н7/h6, на тихоходном валу E9/k6
13. АНАЛИЗ ПОСАДОК Соединение вал-ступица зубчатого колеса.
Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку 40 Н7/r6
Находим предельные отклонения для отверстия 40 Н7 ES=+25 мкм.
EI= 0 мкм.
для вала 40 r6 es= +50 мкм.
ei= +34 мкм.
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D + ES = 40 + 0.025 =40,025 мм
Dmin= D + EI = 45 мм
dmax = D + es = 40 + 0,050=45.050 мм
dmin = D + ei = 45 + 0,034=45.034 мм Определяем величины допусков для отверстия и вала
TD=ES — EI = 25−0=25 мкм
Td= es — ei = 50 — 34=16 мкм Вычисляем предельные значения натягов
Nmax = es — EI =50−0=50 мкм
Nmin = eiES = 34−25 = 9 мкм
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei. Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Определяем допуск натяга
TN = TD+Td =25 + 16 = 41 мкм Соединение вала со ступицей колеса выполнено по посадке с гарантированным натягом 41 мкм. Посадка выполнено в системе отверстия.
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei. Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Рассмотрим посадку распорной втулки на ведущем валу.
Находим величины предельных отклонений для отверстий Ш 30 H7 ES= + 21 мкм EI= 0 мкм для вала Ш 30 h6 es = 0 мкм
ei = -13 мкм Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei. Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D + ES = 30 + 0,021 =30,021 мм
Dmin= D + EI = 30 + 0 =30 мм
dmax = D + es = 30 + 0=30 мм
dmin = D + ei = 30 — 0,013=29,987 мм
Определяем величины допусков для отверстия и вала
TD=ES — EI = 21−0 = 21 мкм
Td= es — ei = 0+13=13 мкм Вычисляем предельные значения зазоров
Smax = ES-ei = 21 + 13 = 34 мкм
Smin = EI-es = 0 — 0 = 0 мкм Определяем допуск зазора
TS = TD+Td =21 + 13 = 34 мкм Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с гарантированным зазором: отверстие Ш 30 Н7 выполнено в системе вала, а вал Ш 30 h6 выполнен в системе отверстия.
Рассмотрим посадку шпоночного соединения выходного конца ведомого вала с полумуфтой:
Находим приложение величин предельных отклонений
для шпонки 8 h9 es = 0 мкм
ei = -36 мкм для паза втулки и вала 8 Р9 ES= -15 мкм
EI= -51 мкм Соединение Вычисляем предельные размеры
для ширины шпонки
dmax = D + es = 8+ 0=8 мм
dmin = D + ei = 8−0,036=7,964 мм для паза втулки и паза вала
Dmax= D + ES = 8 — 0,015 = 7,985 мм
Dmin= D + EI = 8 — 0,051 = 7,949 мм Определяем величины допусков
для шпонки
Td = es — ei = 36 мкм для паза втулки и паза вала
TD = ES-EI = -15+51 = 36 мкм Вычисляем предельные значения зазоров и натягов для соединения шпонки с пазом втулки и пазом вала.
Nmax = es — EI = 51 мкм
Smax = ES-ei =-15+36= 21 мкм Данная посадка может быть как с натягом так и с зазором, т. е. посадка переходная в системе вала.
Допуск зазора и натяга
TS=TN=TD+Td=36+36=72 мкм
14. Выбор сорта масла Смазывание элементов передач производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение цилиндрического колеса примерно на (0,5…5)m соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм. Расстояние от поверхности колеса до дна ванны не меньше двухкратной толщины стенки корпуса. [4,с.53]
Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,255,681,42 дм3. [1,с.321]
Устанавливаем вязкость масла для ванн зубчатых редукторов. [4,табл.51]
При контактных напряжениях Н=382,9 МПа и скорости v=7,19 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 50=55 мм2/с. Принимаем масло индустриальное И-50А. [4,табл.53]
Смазка подшипниковых узлов на валу колеса производится этим же маслом при разбрызгивании его зубчатой передачей.
Смазка подшипниковых узлов на валу шестерни производится пластичным смазочным материалом — солидол синтетический (ГОСТ 4366−76). [1,табл.9.14] Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи смазочного материала применяется пресс-масленка, смазку подают под давлением специальным шприцом.
15. сборка редуктора Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100С. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, прикручивая ее винтами.
На ведущий вал насаживают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до 80−100С и распорную втулку. Затем устанавливают стакан и второй подшипник. Закрепляют подшипники шлицевой гайкой и устанавливают стакан в корпус редуктора. После этого на ведущий вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки и закрепляют крышки болтами.
Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробку отдушину, приворачивают фонарный маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним зацеплением.
Подводя результаты нужно сказать, что расчеты передач по таким критериям, как металлоемкость, габаритные размеры, технологичность изготовления, экономические показатели и конечно компоновка привода дает возможность принять оптимальное решение при выборе типа редуктора.
В результате приобретенные навыки и опыт проектиравания механизмов обшего назначения станет базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проекту.
Список используемой литературы Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988. 416 с.
Чернилевский Д. В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. К.: Высшая школа, Головное издательство, 1987 г.-328с.
Мовнин М. С. Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982 г.-288с.
Цехнович Л.И., Петреченко И. П. Атлас конструкций редукторов. К.: Выща школа, 1990.-151с.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. сказ, 1999 г. — 454с.
Воронов В. Р. Примеры анализа посадок. Томск, Изд. ТПУ1989;32 с.