Редуктор цилиндрический косозубый

1. Выбор электродвигателя.

1.1 Определение общего к.п.д. привода.

Ю_общ= Ю_ред*Ю_рем*Ю_под², (1) [10, с. 291].

где Ю_ред — к.п.д. редуктора;

Ю_рем — к.п.д. ременной передачи;

Ю_под² — к.п.д. подшипника.

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

Принимаем значение з_ред = 0.97, з_рем =0.96, з_под² =0.99 и по формуле (1) находим значение общего к.п.д. привода:

з_общ= 0.97*0.96*0.99 = 0.92.

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя.

P'_дв = Р_вых/ з_общ, (2) [4, с. 16].

где Р_вых — мощность на выходном валу привода валу привода, кВт;

з_общ — общий к.п.д. двигателя.

Принимаем Р_вых =3.4 кВт из условия и Ю_общ = 0.92 и считаем по формуле (2):

P'_дв = 3.4/0.92 = 3.7 кВт.

1.3 Определение требуемой частоты вращения.

n'_дв = n_вых * i'_общ, (3) [4, с. 17].

где n_вых — частота вращения выходного вала привода, об/мин;

— рекомендуемое передаточное отношение привода.

i'_общ = i'₁₄=i'₁₂*i'₃₄, (4) [4, с. 17].

где i'₁₂ — рекомендуемое передаточное отношение передачи 1−2;

i'₃₄ — рекомендуемое передаточное отношение передачи 3−4.

Значение рекомендуемого передаточного отношения передач приведены в Табл. 2.2. [4, с. 17].

Принимая i'₁₂ = 3 и i'₃₄= 3 из условия, подставляем значение в формулу (4):

i'_общ = i'₁₄ = 3*3=9.

Дальше для вычислений возьмем формулу:

n_вых = (30*щ_вых)/р, (5) [4, с. 17].

где щ_вых — скорость вращения выходного вала, рад/с;

р — константа Принимая щ_вых = 8.4 рад/с и р = 3.14, подставляем значение в формулу (5):

n_вых = (30*8.4)/3.14= 80 об/мин Теперь вычисляем значение n_вых =80 об/мин и i'_общ =9 подставляем в формулу (3):

n'_дв =80*9=720 об/мин Согласно табл. П1 [10, с. 392] выбираем электродвигатель 4А132S8 по ГОСТ 19 523–81. Р_дв=4 кВт; n_дв=720 об/мин.

1.4 Уточнение передаточного отношения передач.

Уточненное общее передаточное отношение:

i'_общ = i'₁₄= n_дв / n_вых, (6) [4, с. 19].

где n_дв — частота вращения привода, об/мин;

n_вых — частота вращения выходного вала привода, об/мин;

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

i_общ = i₁₄=720/80=9.

Учитывая, что:

i₁₄=i₁₂*i₃₄,.

выражаем i₃₄;

i₃₄=i₁₄/i₁₂, (7) [4, с. 19].

где i₁₄-уточненное общее передаточное отношение привода;

i₁₂ — передаточное отношение передачи 1−2.

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

i₃₄=9/3=3.

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

1.5 Кинематический и силовой расчет.

1.5.1 Мощность на валах.

Мощность на входном валу 1.

Р₁=P'_дв= 4 кВт [4, с. 19].

Мощность на промежуточном валу 2−3.

Р₂= Р₁*з₁₂*з_под, (8) [4, с. 19].

где Р₁ — мощность на входном валу 1, кВт;

з₁₂ — к.п.д. передачи 1−2;

з_под — к.п.д. подшипника.

Принимаем Р₁= 4 кВт, з₁₂=0.96 и з_под=0.99 и подставляем в формулу (8):

Р₂=4*0.96*0.99=3.8 кВт Мощность на выходном валу 4.

Р₃= Р₂*з₂₃*з_под, (9) [4, с. 19].

где Р₂ — мощность на промежуточном валу 2−3, кВт з₃₄ — к.п.д. передачи 3−4;

з_под — к.п.д. подшипника.

Принимаем Р₂=3.8 кВт, з₂₃ = 0.97 и з_под = 0.99 и подставляем в формулу (9):

Р₃=3.8*0.96*0.99=3.6 кВт.

1.5.2 Частота вращение валов.

Частота вращение входного вала 1.

n₁=n_вых=720 об/мин [4, с. 19].

Частота вращения промежуточного вала 2−3.

n₂=n₁/i₁₂, (10) [4, с. 19].

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

i₁₂ — передаточное отношение передачи 1−2.

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

n₂= 720/3=240 об/мин Частота вращения выходного вала 4.

n₃=n₂/i₂₃, (11) [4, с. 19].

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

i₂₃ — передаточное отношение передачи 3−4.

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

n₃=240/3=80 об/мин.

1.5.3 Скорость вращения валов.

Скорость вращения входного вала 1.

щ₁=(р*n₁)/30, (12) [4, с. 19].

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

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

щ₁=(3.14*720)/30=75 рад/с Скорость вращения промежуточного вала 2−3.

щ₂=(р*n₂)/30, (13) [4, с. 19].

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

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

щ₁=(3.14*240)/30=25 рад/с Скорость вращения выходного вала 4.

щ₃=(р*n₃)/30, (13) [4, с. 19].

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

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

щ₃=(3.14*80)/30=8.4 рад/с Проверка: щ₄= щ_вых [4, с. 19].

щ_вых = n_вых/9.55 (15) [10, с. 7].

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

щ_вых = 80/9.55=8.4 рад/с Следовательно: щ₃= щ_вых, так как 8.4 рад/с = 8.4 рад/с.

1.5.4 Вращающие моменты на валах.

Вращающий момент на входном валу Т₁=(Р₁*10³)/щ₁, (16) [4, с. 20].

где Р₁ — мощность на входном валу 1, кВт;

щ₁-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р₁=4 кВт и щ₁=75 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т₁=(4*10³)/75=53 Н*м Вращающий момент на входном валу Т₂=(Р₂*10³)/щ₂, (16) [4, с. 20].

где Р₂ — мощность на входном валу 1, кВт;

щ₂-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р₂=3.6 кВт и щ₂=25 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т₂=(3.8*10³)/25=152 Н*м Вращающий момент на входном валу Т₃=(Р₃*10³)/щ₃, (16) [4, с. 20].

где Р₃ — мощность на входном валу 1, кВт;

щ₃-скорость вращения входного вала, рад/с.

Принимая Р₃=3.6 кВт и щ₃=25 рад/с, подставляем в формулу (16):

Т₃=(3.6*10³)/8.4=428 Н*м Проверка: Т₃=Т_вых [4, с. 20].

Т_вых=Р_вых/ щ_вых, (19) [4, с. 20].

щ_вых — скорость на выходе, рад/с Принимая Р_вых= и щ_вых =8.4 рад/с, подставляем в формулу (19):

Т_вых= (3.6*10³)/8.4=428.

Следовательно: Т₄=Т_вых, так как 428 Н*м=428 Н*м Таблица 1. Итоги результатов кинематических и силовых расчетов.

2. Расчет зубчатой передачи редуктора.

2.1 Выбор материала.

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

Для шестерни выбираем сталь марки 45; термообработка улучшение;

Н_нв=240 НВ.

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

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений.

[у_Н]=(у_Нlimb * К_HL)/S_H. (20) ГОСТ 21 354–87 [10, с. 36].

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

К_HL — коэффициент долговечности.

S_H — коэффициент безопасности При неограниченно длительном сроке службы редуктора, что соответствуют заданию, следует принимать: К_Н2 = К_Н3=1; согласно [10, с. 37].

у_Нlimb =2*Н_НВ+70, (21).

где Н_НВ — твердость выбранного материала, НВ.

Принимаем для шестерни Н_НВ2=240 и для колеса Н_НВ3=190, находим контактные пределы для шестерни и колеса по формуле (21):

у_Нlimb2 = 2*240+70 =550 МПА у_Нlimb3 = 2*190+70 =450 МПА.

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

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

[у_Н]₂=(550*1)/1.1=500 МПа.

[у_Н]₃=(450*1)/1.1=409 Мпа Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение равно:

[у_Н]₂₃=0.45*(500+409)=409.5 Мпа.

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений.

[у_F]= у_Flimb/ S_F, (22) [4, с. 25].

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

S_F — коэффициент безопасности Согласно табл. 2.8. [10, с. 296].

у_Flimb =1.8*НВ, (23).

где НВ — твердость выбранного материала. НВ;

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

у_Flimb2 =1.8*240=432 МПа у_Flimb3 =1.8*190=34 Мпа.

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

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

[у_F]₂=432/1.75=247 МПа.

[у_F]₃=342/1.75=195 МПа.

2.4 Проектный расчет зубчатой передачи редуктора.

2.4.1 Определение межосевого расстояния.

Удобно расчет вести, определяя межосевое расстояние передачи.

а₂₃= К_а*(u₂₃+1)* ³v (Т₃*К_НВ)/ш_а*u₂₃²*[у_Н]², (24) [10, с. 293].

где К_а — коэффициент;

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

К_Н — коэффициент нагрузки ш_а — коэффициент ширины зубчатого венца.

[у_Н]₃ — допускаемые контактные напряжения, МПа Принимаем К_а = 43 МПа, i₂₃=u₂₃=3, T₃ =T₂=152 Н*м — согласно схеме и кинематическому расчету; К_Н=1; ш_а = 0.4 — при симметричном расположению колес относительно опор.

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

а₂₃= 43*(3+1)* ³v (152*1.1)/0.4*9 *409.05 ² =147 мм Согласно ГОСТ 2185–66 принимаем а₂₃ =160 мм [10, с. 293].

2.4.2 Определение модуля зацепления.

m=(0.01…0.02)* а₂₃, (25) [10, с. 294].

где а₂₃ — межосевое расстояние, мм Принимаем а₂₃= мм и вычисляем по формуле (25).

m=(0.01…0.02)*160=(1.6…3.2).

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

2.4.3 Определение числа зубьев.

Число зубьев шестерни.

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

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

z₂=2* 160/ (3+1)*2=40.

Число зубьев колеса.

z₃=z₂* i₂₃, (28).

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

z₃= 40*3=120.

Уточненное значение угла наклона зубьев.

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

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

cos в = ((80+240)*2)/2* 160=0.99.

2.5 Определяем фактического передаточного отношения передачи.

i₂₃= z_3/z₂.

i₂₃=120/40=3.

Погрешность передаточного отношения:

?i=(i^г₂₃-i₂₃)/i^г₂₃*100%?2%, (30) [4, с. 28].

где i^г₂₃ — фактическое предостаточное отношение передачи 2−3.

принимаем i^г₂₃=3 и i₂₃=3, подставляем в формулу (30):

?i=(3−3)/3*100%=0.

2.6 Расчет размеров зубчатых венцов.

2.6.1 Определение делительного диаметра.

Для шестерни:

d₂=(m*z₂)/ cos в, (30) [4, с. 294].

где m — модуль зацепления, мм.

z₂ — число зубьев шестерни.

cos в — угол наклона зубьев Применяем m = 2 мм, cos в =0.99 и z₂ =40 и подставляем в формулу (30):

d₂=(2*40)/0.99= 80 мм для колеса:

d₃=(m*z₃)/ cos в, (30) [4, с. 294].

где m — модуль зацепления, мм.

z₃ — число зубьев шестерни.

cos в — угол наклона зубьев Применяем m = 2 мм, cos в =0.99 и z₃ =120 и подставляем в формулу (30):

d₃=(2*120)/0.99= 240 мм.

2.6.2 Определение диаметров вершин зубьев.

для шестерни:

d_a2=d₂+2*m, (32) [4, с. 294].

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

d_a2=80+2*2=84 мм для колеса:

d_a3=d₃+2*m, (32) [4, с. 294].

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

d_a3=120+2*2=124 мм.

2.6.3 Определяем диаметр впадин.

для шестерни.

d₀=d₂-2.5*m, (33) [4, с. 294].

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

d₀=80−2.5*2=75 мм для колеса:

d₀=d₃-2.5*m, (33) [4, с. 294].

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

d₀=120−2.5*2=115 мм.

2.6.4 Ширина зубчатого винца.

Ширина венца колеса:

В₃= а₂₃*ш_а, (34) [4, с. 294].

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

В₃=0.4*160= 64 мм Ширина венца шестерни:

В₂= В₃+5 мм, (35) [10, с. 294].

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

В₂=64+5=69 мм Проверка межосевого расстояния передачи:

а₂₃=(d₃+ d₂)/2 (36).

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

а₂₃=(80+240)/2=160.

Проверка сошлась.

2.6.5 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

ш_bd=B₂/d₂, (37) [10, с. 294].

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

ш_bd=69/80= 0.8625.

2.6.6 Окружная скорость.

V₂=(щ₂*d₂)/2*10¹⁰, (38) [10, с. 294].

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

V₂=(80*25)/2*10¹⁰=1 м/с Из рекомендаций [4, с. 30] принимаем восьмую степень точности.

2.7 Промежуточный расчет работы.

2.7.1 Коэффициент при работе на контактную нагрузку.

К_а=К_HB*К_HV*К_HA, (39) [10, с. 293].

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

К_HV — динамические коэффициенты, учитывают внутреннюю динамику передачи.

К_HA — коэффициент степени точности Принимаем К_HB =1.0, К_HA =1.06 и К_HV =1 из таблиц 3.4−3.6 и 2.10 [10, с. 41].

К_а=1.09*1.06*1=1.2.

2.7.2 Силы и зацепление зубьев колес.

Окружная сила.

F_t2=F_t3= (2*T₂*10³)/d₂, (40) [10, с. 295].

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

F_t2=F_t3= (2*152*1000)/80=3.8 кН Радиальная сила:

F_t2=F_t3=(F_t2*tg б)/ cos в, (41) [10, с. 295].

где F_t2 — окружная сила, кН.

tg б — угол зацепления.

cos в — угол наклона зубьев Принимаем F_t2=3.8 кН и tg б =20⁰, cos в=0.99, подставляем в формулу (41):

F_t2=F_t3=(3.8*0.36 397)/0.99=1.4 кН Осевая сила:

F_a=F_t2*tg в, (42) [10, с. 295].

Применяем F_t2= 3.8 кН и tg в =14⁰, подставляем в формулу (42).

F_a=3.8*0,2493=0,9 кН.

2.7.3 Проверочный расчет на изгибные напряжения.

Проверяем зубья на выносливость по напряжения изгиба:

— шестерни у_F3=F₁*K₁*Y_F3*Y _в *K_Fa/B₃*m, (44) [10, с. 295].

где F₁ — окружная сила, Н.

K₁ — коэффициент нагрузки.

Y_F3 — коэффициент формы зуба шестерни.

Y _в — коэффициенты неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

K_Fa — коэффициент компенсации погрешности.

B₃ — ширина шестерни, мм.

m — модуль зацепления, мм.

у_F3=4700*2*3*0.9 *0.92/69*2=198 МПа.

2.7.4 Проверочный расчет по контактным напряжениям.

у_а23= (270/a₂₃)*v (T₂₃*K_н*(u+1))³/(B3*u34) =(270/160)* v (152*1.2*(3+1))³/(69*3)=345 МПа.

Таблица 2.

3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников.

3.1 Ориентировочный расчет выла входного.

Диаметр входного участка вала:

d₁=(7ч8)*³_vT_2,(49) [4, с. 38].

где — момент на валу Принимаем T₂=152 Н*м, подставляем в формулу (49):

d₁=(7ч8)*³_v152 = 42.4.

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

По ГОСТ 12 080;66 имеем из табл. 3.1 [4, с. 39]: L=110 мм, r=2 мм, с=1.6 мм, t=3 мм.

Диаметр буртика:

d₂=d₁+2*t, (50) [4, с. 38].

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

d₂=45+6=51.

По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d₂ = 50 мм Диаметр участка под подшипником:

d₃?d₂ [4, с. 38].

d₃=50 мм Диаметр буртика под подшипник:

d₄=d₃+2* r, (51) [4, с. 38].

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

d₄=50+2*2=54 мм По рекомендациям округляем до числа кратного 5, следовательно, d₄=55 мм.

3.2 Ориентированный расчет выходного вала.

Диаметр выходного участка вала:

d₁?6*³vT₃, (52) [4, с. 40].

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

Принимаем T₃=428 Н*м.

d₁?6*³v428 =45 мм По ГОСТ 12 080;60 имеем из таблицы 3.1 [4, с. 39]: L=110 мм, r=2 мм, с=1.6 мм, t=3 мм.

Диаметр буртика.

d₂=d₁+2* t, (53) [4, с. 40].

где d₁ — диаметр выходного участка вала, мм.

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

d₂=45+2*3=51 мм По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d₂=45 мм.

Диаметр участка под подшипником:

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

d₃=55 мм Диаметр участка под колесом:

d₄=d₃ + (2…5), (54) [4, с. 40].

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

d₄=55+5=60.

Диаметр буртика под колесом:

d₅=60+3*f, (55) [4, с. 40].

где f — размер фаски посадочного отверстия колеса.

d₅=60+3*2=66 мм По рекомендации округляем до числа кратного 5, следовательно, d₅ =70 мм Диаметр буртика под подшипник:

d₆=d₃+3* r, (56) [4, с. 40].

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

d₆= 55+3*2=61 мм По рекомендации округляем да числа кратного 5, следовательно, d₆= 65 мм.

3.3 Подбор подшипников.

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

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

Таблица 3 — Характеристики подшипников.

4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора.

4.1 Конструктивные размеры зубчатой передачи.

Длина посадочного отверстия колеса (длина ступицы):

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

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

I_ст = (1…1.2)*60 =(60… 72)= 64 мм.

I_ст?В₄; 64?64 мм — условие выполняется Диаметр ступицы:

d_ст=1.55 * d_4,(58) [4, с. 53].

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

d_ст=1.55 *60= 93 мм Толщина обода:

S=2.5 * m, (59).

S= 2.5*2=5 мм Чертежный диаметр:

D₀=d₄-8*m.

D₀=60−8*2= 44 мм Толщина диска:

с=0.33*В₄, (60) [4, с. 53].

с=0.33*93 = 31 мм Фаска на торцах зубчатого венца:

f = (0.5…0.6)*m, (61) [4, с. 53].

f = (0.5…0.6)*2= 1 мм Острые кромки на торцах ступицы (в отверстии и на внешней поверхности), а так же на торцах обода притупляют фасками, их размер принимают в зависимости от диаметра посадочного отверстия, следовательно, f₁= 2.5 мм.

4.2 Проектирование размеров корпус редуктора.

4.2.1 Проектирование фланцев корпуса.

Определяем толщину стенки корпуса:

д?0.025*а₂₃+1 мм д?0.025*160+1 мм = 6 мм По рекомендации [4, с. 53] принимаем д = 8 мм Диаметр фундаментальных болтов:

d₁? (0.03…0.033)*160+12.

d₁? (4.8…5.3)+12 = 18 мм По таблице 3.4 выбираю: d₁=20 мм, М20, С=25 мм, К=48 мм Диаметр болтов соединяющих крышку и основание редуктора у подшипников:

d₂?(0.7…0.75)* d₁.

d₂?(14…15)=15 мм По таблице 3.4 выбираю: =16 мм, М16, С₂=21 мм, К₂=39 мм Диаметр болтов, соединяющих крышку и основание редуктора в прочих местах:

d₃?(0.5…0.6)* d₁.

d₃?(10 …12)=10 мм По таблице 3.4 выбираю: d₃= 10 мм, М10, С₃=16 мм, К₃=28 мм Минимальное расстояние от поверхности отверстия по подшипники до центра отверстия под болты должно быть не меньше диаметра отверстия под болты:

d₀₁=d₁ + (1…2) мм.

d₀₁=20 + (1…2) = 22 мм.

d₀₂= d₂ + 3 мм.

d₀₂=16+3=19 мм.

d₀₃= d₃ + (1…2) мм.

d₀₃=10 + (1…2) = 12 мм.

4.2.2 Проектирование крышек подшипниковых узлов.

Для подшипника 210 с D= 90 мм Таблица 4 — Характеристики подшипника входного вала.

Для подшипника 211 с D= 110 мм Таблица 5 — Характеристики подшипника выходного вала.

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

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

Для подшипника 210.

Манжет 40×60−3 ГОСТ 8752–79.

Данные: d=40 мм, D₁=60 мм, h₁= 10 мм Для подшипника 211.

Манжет 45×65−3 ГОСТ 8752–79.

Данные: d=45 мм, D₁=65 мм, h₁= 10 мм Ширина сквозной крышки:

b₁? f + h₁ + (2…3) мм.

b₁? 3 + 10 + (2…3) = 15 мм.

4.3.3 Проектирование основных элементов корпуса редуктора.

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

— шестерни D₆₃= 1.4* D₃.

D₆₃= 1.4*80=112 мм.

— колеса D₆₄= 1.4* D₄.

D₆₄= 1.4*80=119 мм Выбор болта для соединения крышки и основания редуктора у подшипников осуществляется по ГОСТ 7796–70.

Болт М16×60 ГОСТ 7796–70 с d=16 мм, S=22 мм, D=23.9 мм, H=9 мм, L=60 мм.

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

D₂= D + (3…4) мм.

D₂= 23.9 + (3…4)=27.9 мм Под гайку с целью уменьшения вероятности само отвинчивание гайки рекомендуется устанавливать пружинную шайбу по ГОСТ 6402–70.

Выбираю: Шайба 16×65Г ГОСТ 6402–70 с d=16.3 мм, S=b=3.5 мм.

Дальше выбираю гайку по ГОСТ 15 521–70.

Гайка М16 ГОСТ 155 521–70 с d=16 мм, S=22 мм, H=13 мм, D=23.9 мм.

Заключение.

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

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

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

косозубый зубчатый редуктор подшипник.

1. Баранов Г. Л. «Проектирование одноступенчатого редуктора» [Электронный ресурс] / Г. Л. Баранов // Режим доступа: http://nashaucheba.ru — Загл. с экрана. — (Дата обращения: 10.09.2012).

2. Бурис Т. Ю. «Оформление пояснительных записок курсовых и дипломных работ (проектов) с применением ПЭВМ для студентов всех специальностей колледжа» [Текст] / Т. Ю. Бурис, Г. Е. Веревкина. — Кировск, 2011. — 20 с.

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

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

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

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

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

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