НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных пе.html

Работа добавлена на сайт samzan.net:

1. НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный двухскоростной. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин, которые работают в двух режимах: нормальном и повышенном (ускоренном)

Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

2. ОПИСАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РЕДУКТОРА

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.

Валы редуктора изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения.

Оба вала редуктора воспринимают только радиальную нагрузку, поэтому они опираются на пары шариковых радиальных подшипников. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника.

Для свободного вращения шестерен предусмотрены подшипники качения.

Смазка зубчатых колес редуктора - картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.

Для смазывания шариковых радиальных подшипников применяются жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

Переключение ступеней (скоростей) производится посредством двухсторонней кулачковой муфты, перемещающейся по шпоночному соединению. Соединяясь с одной из шестерен быстроходной ступени, кулачковая муфта передает крутящий момент с входного вала на эту шестерню.

Перемещение муфты осуществляется управляющим рычагом, на оси которого закреплена рукоятка. Данная рукоятка находится с наружи корпуса редуктора и имеет три фиксированных положения: "200", "0" и "250". Цифры означают 200 и 250 оборотов в минуту вала рабочей машины и нейтральное положение муфты, когда кинематическая цепь "двигатель-рабочая машина" в приводе разомкнута.

Нейтральное положение муфты можно использовать для быстрого отключения привода в случае опасности, аварии, а также в тех случаях, когда возникает необходимость свободно проворачивать выходной вал редуктора. Нельзя при включенном двигателе из нейтрального положения передвигать муфту для включения ступени. Это приведет к выходу из строя кулачков муфты и колес.

Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

Для транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя отсоединяя предохранительную муфту, звездочку цепной передачи и открепляют от фундамента (или рамы привода). Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого в крышке редуктора подъемными ушами.

Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлен маслоуказатель. В виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра (редуктор стоит невысоко, так чтобы можно было переключать ступени) поставлен круглый маслоуказатель.

3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

3.1. Составляем кинематическую схему (рис. 3.1)

Рис. 3.1. Кинематическая схема

1 - электродвигатель;

2 - компенсирующая муфта;

3 - муфта кулачковая двухсторонняя;

4, 5 - звездочки цепной передачи;

6 - шкив;

7 - цепь цепной передачи;

I - вал электродвигателя;

II, III - валы редуктора;

IV - вал рабочей машины;

- зубчатые колеса.

3.2. Определяем общий КПД редуктора

Для определения мощности на валу рабочей машины зададимся мощностью электродвигателя (она задана в техническом задании и равна кВт). Затем, принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода подсчитываем мощность на валу рабочей машины. По справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач:

а) КПД муфты ;

б) закрытая зубчатая с цилиндрическими колесами ;

в) цепная передача .

Таким образом, общий КПД редуктора будет:

Отсюда выходная мощность на валу рабочей машины:

кВт.

3.3. Выбор электродвигателя

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей и угловой скоростью близкой к об/мин: электродвигатель серии 4А тип 132S6У3, для которого кВт, об/мин.

3.4. Выбор передаточных чисел

Определяем общее передаточное число привода:

Разбиваем общее передаточное число по рекомендованным ГОСТ 2185-66 числам на ступени:

а) зубчатая цилиндрическая - 2 и 2,5;

б) цепная - 2.

Проверяем: ; .

4. РАСЧЕТ МОЩНОСТЕЙ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

4.1. Мощности на валах привода

Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле:

;

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

кВт;

кВт.

Результаты расчетов заносим в табл. 4.1.

4.2. Крутящие моменты на валах привода

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

;

где - искомый крутящий момент на валу, Нм;

- крутящий момент на предыдущем валу, Нм;

- передаточное число цепи.

Нм;

Нм.

Результаты расчетов заносим в табл. 4.1.

Таблица 4.1.

Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

Вал

Частота вращения

Мощность

P, кВт

Крутящий момент

T, Нм

965

5,5

5,39

54,4

53,3

III'

III"

482,5

386

5,23

103,4

129,3

IV'

IV"

241,3

193

4,92

194,4

243

5. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

5.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колес сталь 40Х улучшенную со следующими механическими характеристиками:

Шестерня

Колесо

5.2. Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

;

где - предел контактной выносливости,

;

- коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ;

- Коэффициент долговечности.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений:

;

где - время работы редуктора и зубчатых колес,

ч;

- колесо в зацеплении внешнем;

- частота вращения вала.

Согласно циклограмме нагружения для колеса

Так как , то принимаем коэффициент долговечности .

Для шестерни , т.к. .

5.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

;

5.2.2. Допускаемые контактные напряжения для колес

;

Так как передача прямозубая, то расчет производим по наименьшему.

5.3. Определение допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

;

где - предел выносливости зубьев при изгибе,

;

- коэффициент безопасности, , принимаем , т.к. большие значения принимаются для литых заготовок;

- коэффициент долговечности, , т.к.

;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, , т.к. в данном условии передача нереверсивная.

5.3.1. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни

;

5.3.2. Допускаемое напряжение изгиба для колес

;

5.4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

5.4.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяется по формуле:

;

где - коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес ;

u - передаточное число цепи;

- коэффициент концентрации нагрузки, для данной схемы ;

- крутящий момент на колесе, Hмм;

- коэффициент ширины, для данного расположения колес относительно опор принимаем .

мм.

5.4.2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

мм.

Ширина

мм.

5.4.3. Модуль передачи

Предварительный модуль передачи определяется по формуле:

;

где - коэффициент модуля, для прямозубых колес .

мм.

Значение модуля передачи m , полученное расчетом, округляем в большую сторону до стандартного числа: мм.

5.4.4. Числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

5.4.5. Основные размеры колес

Делительные диаметры:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

шестерни

мм;

колеса

мм;

мм.

Ширину шестерни принимаем по соотношению , для рассчитанного мм:

мм

Принимаем ширину шестерни мм, ширину колеса мм.

5.4.6. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Для данной схемы .

Значение коэффициента принимаем для прямозубых колес .

Коэффициент формы зуба принимаем в зависимости от числа зубьев: , .

Окружная сила в зацеплении:

Напряжение изгиба:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Напряжение изгиба следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

5.4.7. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями - для прямозубых колес.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем .

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы .

Полученное расчетное контактное напряжение находится в интервале , следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

5.5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние принимается из расчета зубчатой передачи : мм.

5.5.1. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

мм.

Ширина

мм.

5.5.2. Модуль передачи

Предварительный модуль передачи определяется по формуле

;

где - коэффициент модуля, для прямозубых колес .

мм.

Значение модуля передачи m , полученное расчетом, округляем в большую сторону до стандартного числа: мм.

5.5.3. Числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

5.5.4. Основные размеры колес

Делительные диаметры:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :

шестерни

мм;

колеса

мм;

мм.

Ширину шестерни принимаем по соотношению , для рассчитанного мм:

мм

Принимаем ширину шестерни мм, ширину колеса мм.

5.5.5. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Для данной схемы .

Значение коэффициента принимаем для прямозубых колес .

Коэффициент формы зуба принимаем в зависимости от числа зубьев: , .

Окружная сила в зацеплении:

Напряжение изгиба:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Напряжение изгиба следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

5.5.6. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями - для прямозубых колес.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем .

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы .

Контактное напряжение , следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
6. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Принимаем число зубьев малой звездочки в зависимости от передаточного числа:

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

Для более равномерного износа зубьев звездочки принимаем нечетное число зубьев .

Определяем коэффициенты, учитывающие условия эксплуатации. Принимаем ; ; ; (при периодической смазке); ; .

Тогда: .

Среднее значение допускаемого давления в шарнирах при об/мин:

Ориентировочное значение шага цепи (число рядов ):

мм.

Так как среднее значение принято при , вычисленное значение шага является ориентировочным. Для определения оптимального шага зададимся тремя смежными шагами цепи 2ПР по ГОСТ 13568-75 и расчеты сведем в табл. 6.1.

Таблица 6.1

Основные параметры двухрядных роликовых цепей

Определяемые величины и расчетные	Шаг цепи p, мм
уравнения	19,05	25,4	31,75
Характеристика цепи по ГОСТ 13568-75
разрушающая нагрузка Q, Н	7200	11340	17700
ширина внутреннего звена B, мм	35,5	45,22	54,92
диаметр оси d, мм	5,96	7,95	9,55
масса одного погонного метра цепи	3,04	5,14	7,46
Проекция опорной пов-ти шарнира , мм2	211,58	319,5	524,5
Средняя скорость цепи , м/с	1,59	2,12	2,65
Число звеньев цепи	143	117	102
Допускаема частота вращения меньшей звездочки, об/мин	1500	1250	1100
Число ударов цепи в секунду , с-1	2,81	3,43	3,94
Допускаемое значение  по ГОСТ, с-1	25	20	16
Полезное рабочее усилие , Н	17585	13189	10551
Давление в шарнирах , Н/мм	83,11	36,69	20,12
Допускаемое значение по ГОСТ, Н/мм	29,4	29,4	28,1
Напряжение от центробежных сил , Н	7,68	23,1	52,4
Натяжение от провисания цепи при , Н	59,6	100,9	146,4
Расчетный коэффициент безопасности	2,32	6,15	10,68
Допускаемое значение [S]	8,2	8,2	8,5
Нагрузка на валы при	18464	13849	11079

Для заданных условий работы пригодна цепь с шагом мм, т.к. она обеспечивает допускаемый запас прочности, наименьшее давление на валы. Исходя их этого принимаем цепь 2ПР25,4-11340 ГОСТ 13568-75.

7. ПРОЕКТИРОВАЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

7.1. Построение силовой схемы нагружения

Исходные данные:

Нм; Нм;

Н; Н;

колеса прямозубые.

Рис. 7.1. Силовая схема нагружения

7.2. Выбор материала валов

По [24, с. 107] для быстроходного и тихоходного валов принимаем материал: сталь 45 с термообработкой - улучшение.

Твердость заготовки 235...262 HB, МПа; МПа; МПа [2, табл. 3.2, с. 50]. Допускаемое напряжение на кручение [5, с. 53].

7.3. Геометрические параметры валов

Предварительный диаметр вала определяется по формуле:

где Т - крутящий момент, Нмм;

- допускаемое условное напряжение при кручении, .

Предварительный диаметр вала под муфту:

мм.

Предварительный диаметр вала под колеса:

мм.

7.4. Предварительный выбор подшипников

По [2, табл. 7.2, с. 111] для быстроходного вала принимаем Подшипник 205 ГОСТ8338-75, для тихоходного вала принимаем Подшипник 207 ГОСТ8338-75. Основные параметры и размеры подшипников сводим в табл. 7.1.

Таблица 7.1.

Обозначение

подшипников

d, мм

D, мм

B, мм

r, мм

Cr, кН

C0r, кН

205

1,5

6,95

207

25,5

13,7

8. ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТ

8.1. Выбор и расчет компенсирующей муфты

По крутящему моменту выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП) со следующими характеристиками:

передаваемый момент Нм;

частота вращения не более об/мин;

количество пальцев - 6;

смещение осей валов не более мм, .

Проверка упругих элементов по напряжениям смятия:

Рассчитываем пальцы муфты на изгиб:

;

Определяем радиальную силу действующую на вал:

Н.

8.2. Выбор и расчет кулачковой сцепной муфты

Материал муфты - сталь 45, термообработка - цементация и азотирование. Твердость рабочих поверхностей муфты HRC=52...60.

По справочнику [1, т. 2, с. 209] принимаем трехкулачковую муфту. Кулачковый венец муфты рассчитан на крутящий момент Нм. При включении на ходу разность окружных скоростей на сцепляемых кулачках не должна превышать 0,7-0,8 м/с; для принятой кулачковой муфты разность чисел оборотов не должна превышать 150...200 в минуту.

9. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъем, также выполняем горизонтальной.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Для соединения крышки с корпусом используются винты с наружной шестигранной головкой, диаметр которых определяется по формуле:

мм;

принимаем винт М10. Расстояния между соседними винтами .

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.

Так как редуктор малонагруженный ( Нм), толщина стенок крышки и основания корпуса:

мм;

по [24, с. 217] принимаем мм.

Расстояние от края вращающегося колеса до внутренней стенки корпуса мм[24, с. 115]. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса мм.

Фундаментный фланец редуктора крепится к раме четырьмя болтами М14 с шестигранной головкой.

10. РАСЧЕТ РЕСУРСА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

10.1. Расчет подшипников на быстроходном валу

Так как в зацеплении может находится только одна из шестерен то расчет будем вести по шестерне у которой окружная сила наибольшая. На быстроходном валу приложен постоянный крутящий момент Нм, значит расчет ведем по шестерне у которой делительный диаметр наименьший - мм, Н, Н.

Окружная сила действующая со стороны муфты Н.

Составляем расчетную схему быстроходного вала (рис. 10.1). Расстояния между точками приложения реакций определяем исходя из сборочного чертежа.

Рис. 10.1. Расчетная схема быстроходного вала

10.1.1. Определение реакций в вертикальной плоскости

;

Н.

;

Н.

Проверка: .

10.1.2. Определение реакций на горизонтальную плоскость

;

Н.

;

Н.

Проверка: .

10.1.3. Суммарные радиальные реакции

Н.

10.2. Расчет подшипников на тихоходном валу

Так как в зацеплении может находится только одно из колес то расчет будем вести по колесу у которого окружная сила наибольшая. Расчет будем вести по четвертому колесу для которого: мм, Н, Н.

Сила действующая со стороны зубчатого колесаН.

Составляем расчетную схему быстроходного вала (рис. 10.2). Расстояния между точками приложения реакций определяем исходя из сборочного чертежа.

Рис. 10.2. Расчетная схема тихоходного вала

10.2.1. Определение реакций в вертикальной плоскости

;

Н.

;

Н.

Проверка: .

10.2.2. Определение реакций в горизонтальной плоскости

;

Н.

;

Н.

Проверка: .

10.2.3. Суммарные радиальные реакции

Н.

10.3. Проверочный расчет подшипников быстроходного вала по динамической грузоподъемности и базовой долговечности

Исходные данные:

Н; Н;

с-1;

ч; Н; ; ;

; ; ; [24, табл. 9.1, с. 129]

10.3.1. Эквивалентная нагрузка

10.3.2. Расчетная динамическая грузоподъемность

Н < Cr

10.3.3. Долговечность подшипника

ч > Lh

10.4. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала по динамической грузоподъемности и базовой долговечности

Исходные данные:

Н; Н;

с-1;

ч; Н; ; ;

; ; ; [24, табл. 9.1, с. 129]

10.4.1. Эквивалентная нагрузка

10.4.2. Расчетная динамическая грузоподъемность

Н < Cr

10.4.3. Долговечность подшипника

ч > Lh

11. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

11.1. Выбор материала и методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес, кулачка, муфты и звездочки цепной передачи применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

11.2. Расчет шпонок

Рабочая длина шпонки определяется по формуле [14, с. 172]:

где T - наибольший крутящий момент на валу, Нм;

d - диаметр вала, мм

h - высота шпонки, мм

t1 - заглубление шпонки в валу, мм.

11.2.1. Шпонка под предохранительную муфту

Выбираем шпонку для диаметра мм с крутящим моментом Нм для которой мм, мм, мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 6632 ГОСТ 23360-78.

11.2.2. Шпонка под кулачковую муфту муфту

Выбираем шпонку для диаметра мм с крутящим моментом Нм для которой мм, мм, мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 8770 ГОСТ 23360-78.

11.2.3. Шпонка под зубчатые колеса

Выбираем шпонку для диаметра мм с крутящим моментом Нм для которой мм, мм, мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 12820 ГОСТ 23360-78.

11.2.4. Шпонка под звездочку цепной передачи

Выбираем шпонку для диаметра мм с крутящим моментом Нм для которой мм, мм, мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 8740 ГОСТ 23360-78.

12. ВЫБОР ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ, ШЕРОХОВАТОСТЕЙ

ПОВЕРХНОСТЕЙ, ГРАНИЧНЫХ ОТКЛОНЕНИЙ ФОРМЫ И

РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

12.1. Выбор посадок

12.1.1. Посадки с зазором

Исходя из рекомендаций [13, с. 221-222] посадка распорных втулок на вал между колесом и подшипником - H7/h6, посадка шестерен с втулками подшипника скольжения на вал - H7/f7, посадка средней части сцепной муфты на вал (с использованием шпонки) - H7/h7.

12.1.2. Переходные посадки

Посадка предохранительной муфты на входной вал (с использованием шпонки) - H7/k6, посадки зубчатых колес на валы (с использованием шпонки) - H7/k6, посадка шестерни на втулку подшипника скольжения (с использованием винтов) - H7/k6, посадка звездочки цепной передачи на выходном валу (с использованием шпонки) - H7/k6 [13, с. 222-223].

12.1.3. Посадки подшипников

Поле допуска вала при посадке шариковых радиальных подшипников - h6, поле допуска отверстия при посадке шариковых радиальных подшипников - H7.

12.2. Шероховатость поверхностей

По [13, табл. 7.11., с. 233] шероховатость рабочих контуров деталей, поверхностей после литья, несопрягаемых поверхностей оснований, кронштейнов, корпуса, отверстия под проход болтов имеют шероховатость Ra=80 мкм (без снятия материала), и Ra=12,5 мкм (со снятием материала). Нерабочие концы валов, втулок, не сопрягающихся поверхности колес имеют шероховатость Ra=1,25 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют шероховатость Ra=3,2 мкм. Шероховатость Ra=1,25 мкм у поверхностей резьбы, посадочных поверхностей зубчатых колес, привалочных плоскостей корпусных деталей, присоединительных плоскостей крышек и фланцев. У посадочных мест под подшипники и конических отверстий под штифты шероховатость Ra=0,8 мкм

13. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА УСТАЛОСТЬ

13.1. Составление расчетной схемы нагружения вала

Исходные данные

Н; Н;

По чертежу вала составляем расчетную схему (см. рис. 13.1.). Устанавливаем два предварительно опасных сечения, подлежащих проверке на усталостную прочность:

а) сечение А-А, проходящее через средний делительный диаметр зубчатого колеса, мм, шпонка: мм, мм;

б) сечение Б-Б, проходящее через приложения реакции опоры выходного конца вала, мм.

Для сечений должно соблюдаться условие:

где S - расчетный коэффициент безопасности;

- допускаемый коэффициент безопасности [24, с. 253].

13.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Исходя из определенных в п. 10 реакций, строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис. 13.1).

13.2.1. Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Сечение А-А: Нм.

Сечение Б-Б: Нм.

13.2.2. Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

Сечение А-А: Нм.

Сечение Б-Б: .

13.3. Суммарные изгибающие моменты

Сечение А-А: Нм.

Сечение Б-Б: Нм.

13.4. Суммарный крутящий момент Нм.

13.5. Нормальные напряжения

Сечение А-А: ,

Рис. 13.1. Расчетная схема нагружения вала

где .

Сечение Б-Б: ,

где .

13.6. Касательные напряжения

Сечение А-А: ,

где .

Сечение Б-Б: ,

где .

13.7. Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для различных сечений вала

Сечение А-А: ;

;

где и - эффективные концентрации напряжений [24, табл. 11.2, с. 257];

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [24, табл. 11.3, с. 258]

- коэффициент влияния шероховатости [24, табл. 11.4, с. 258];

Сечение Б-Б: ;

;

где и [24, табл. 11.2, с. 257].

13.8. Пределы выносливости в расчетных сечениях вала

Сечение А-А: ;

Сечение Б-Б: ;

где - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения

13.9. Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Сечение А-А: ;

Сечение Б-Б: ;

13.10. Общий коэффициент запаса прочности

Сечение А-А: .

Сечение Б-Б:

14. ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

14.1. Смазывание зубчатого зацепления

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. По [24, табл. 10.29, с. 241] принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Количество масла определяем из расчета 0,4...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. примерно 2 л. Уровень масла находится в приделах 1,5...42 мм от второго колеса. Контроль уровня масла осуществляется при помощи круглого маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

14.2. Смазывание подшипников

Для смазывания шариковых радиальных подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982. -Т.2. -584 с.; Т.3. - 576 с.

Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1972. - 284 с.

Бейзельман Р.Д. и др. Подшипники качения: Справочник. Изд. 6-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1975. - 572 с.

Боков В.Н. и др. Детали машин: Атлас. Учеб. пособие для машиностроительных техникумов/Под ред. В.М. Журавля. - М.: Машиностроение, 1983. - 164 с.

Гжиров Р.И. Краткий справчник конструктора: Справочник. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 464 с.

Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978. - 352 с.

Дунаев П.Ф. Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Основание выбора: Учебн. пособие для студентов машиностроительных вузов. - М.: Высшая школа, 1984. - 112 с.

Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. - 399 с.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. - 511 с.

Кудрявцев В.Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980. - 464 с.

Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. - 334 с.

Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 400 с.

Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. -334 с.

Курсовое проектирование по деталям машин и ПТМ. Методич. указания для студентов-заочников машиностроительных и механических специальностей. - Мн.: Изд-во БПИ, 1981. - 52 с.

Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.

Левковский Е.Н., Скобейда А.Т. Методич. пособие по оформлению пояснительной записки и графических материалов курсовых проектов по курсу "Детали машмн" для студентов машиностроительных специальностей. Ч.1. - Мн.: Изд-во БПИ, 1984. - 56 с.

Никитин Е.М. Теоретическая механика для техникумов. - 12-е изд., испр. - М.: Наука. ГЛ. ред. физ. -мат. лит., 1988. - 336 с.

Расчет и проектирование деталей машин/Под ред. Г.Б. Столбина и К.П.Жукова.: - М.: Высшая школа, 1978. - 242 с.

Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения: Справочник/Л.С. Бойко, А.З. Высоцкая и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 247 с.

Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. 14-е изд., перераб. и доп./Под. ред. Г.Н. Поповой. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1981. - 416 с.

Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. - М.: Высшая школа, 1980. - 238 с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

1. Фондова біржа в Україні
2. Тема 11- Ресурсное обеспечение 11
3. Судебные органы власти Украины
4. ридизация прижизн
5. Основы формирования белорусской нации и национального самосознания белорусов
6. ~~рылысты~ керамика технологиясы п~ні бойынша практикалы~ саба~тар~а арнал~ан ~дістемелік н~с~ау
7. Виды наказаний, связанных с лишением свободы
8. Архитектурные особенности усадьбы Суханово
9. Совершенствование системы менеджмента качества ООО «АйПласт»
10. Тема- Законодательное регулирование и международноправовая охрана окружающей природной среды экологопольз
11. Полная иллюминация и Жутко громко и запредельно близко Джонатана Сафрана Фоера новейший роман автор
12. ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра Конструирования приборов и установок Кале
13. Цент РуСлан С
14. КОНТРОЛЬНА РОБОТА з дисципліни ~~Інформаційнокомунікаційний менеджмент~ ~~Інформаційні системи в
15. Графология
16. і. Задачі оперативного контролю якості та арбітражного контролю якості
17. тема комплекс взаимосвязанная совокупность принципов и подходов исследовательской деятельности на котор
18. тема Наверное каждый знает как она выглядит поэтому на этом останавливаться не будем
19. Лабораторна робота 3 ВИПРОБУВАННЯ ПАРОВОЇ КОМПРЕСІЙНОЇ ХОЛОДИЛЬНОЇ УСТАНОВКИ 3
20. B виде коммерческих и некоммерческих организаций

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе