Привод вакуум-кольцевой сушилки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Институт: ЭНИН

Кафедра: ТПМ

Пояснительная записка к курсовому проекту

по прикладной механике

Привод вакуум-кольцевой сушилки

Томск 2013



Оглавление

• Введение
• Схема привода
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
• 2.Расчёт зубчатых колёс редуктора
• 3. Расчёт валов редуктора
• 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6. Расчёт зубчатой передачи
• 7. Первый этап компановки редуктора
• 8. Проверка долговечности подшипников
• 9. Второй этап компановки редуктора
• 10. Проверка прочности шпоночных соединений
• 11. Уточненный расчет валов

12. Анализ посадки

13. Выбор сорта масла

• 14. Сборка редуктора
• Заключение
• Список используемой литературы


Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность. Технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование - это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование - это дальнейшая детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию. редуктор подшипник шестерня электродвигатель

Проект - это техническая документация, полученная в результате проектирования и конструирования.

Данный курсовой проект включает в себя анализ назначения и условий работы проектируемых деталей, наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований, кинематические расчеты, определение сил, действующих на детали и узлы, расчеты конструкций на прочность, выбор материалов, процесс сборки и разборки конструкций и многое другое.

Основные цели проекта:

1. Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования.

2. Приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач.

3. Научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной, и справочной литературой (каталогами, атласами, Классификатором ЕСКД).

4. Уметь обосновано защитить проект.

Схема привода

Исходные данные:

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Редуктор

4. Открытая зубчатая передача

5. Барабан сушилки

6. Выходной вал

Крутящий момент на валу мельницыT₃ -700H·м

Частота вращения вала мельницыn₃ - 80 мин^-1

Срок службы t=21700тыс. часов.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По таблице 1.1[1, с.5] примем:

КПД открытой зубчатой передачи з₁=0,95

КПД пары цилиндрических зубчатых колес: з₂=0,98

КПД пары подшипников качения з₃=0,99

КПД, учитывающий потери на муфте з₄=0.99

Общий КПД привода:

Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле [1, c.4]:

По данным П1 [1, c.390], выбираем трехфазный электродвигатель короткозамкнутой серии 4А, закрытый обдуваемый:

Мощность,кВт	Синхронная частота вращения, об/мин
	3000	1500	1000	750
	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин	Тип двигателя	Номинальная частота	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин	Типдвигателя	Номинальная частота
7,5	4А112M2	2925	4А132S4	1450	4А132M6	968	4А160S8	725

Определим передаточные отношения привода [1, c.8]:

Частные передаточные числа можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66

= 5 Найдем частное передаточное число для цепной передачи по формуле:

УдовлетворяетСледовательно, выбираем электродвигатель 4А132M6с номинальной частотой 968 об/мин.

Частоты оборотов:

об/мин

об/мин

об/мин

Угловые скорости:

Рассчитаем мощности на муфте, на редукторе, на конической передаче:

Вращающие моменты:

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3 [1, с.34].

Для шестерни:

сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB230.

Для колеса:

сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB200.

Допускаемые контактные напряжения находятся по формуле:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL- коэффициент долговечности

[S_H] = 1,10 - коэффициент безопасности, [1, с.34]

По табл. 3.2 [1, с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев HB 200 - 230 и термической обработкой (закалка):

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем ; коэффициент безопасности

Для косозубых колес допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле, (3.10) [1, с.35]:

- допускаемые контактные напряжения для шестерни;

- допускаемые контактные напряжения для колеса ;

;

.

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение:

Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. схему), причем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле, [1, с.33]:

,

где = 43 - для косозубых передач, [1, с.32]

Ближайшее значение межосевого расстояния .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации [1,с.36]:

Принимаем m= 1,75 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса [1, с.293]:

Принимаем за

тогда

Рассчитаем уточненное значение угла наклона зубьев [1, с.37]:

Следовательно, угол .

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные [1, с.45]:

,

принимаем 53 мм.

принимаем 267 мм.

проверку произведем по формуле [1, с.45]:

,

Диаметры вершин зубьев [1, с.45]:

, ,

Диаметры окружности впадин зубьев [1, с.45]:

, ,

Ширина колеса [1, с.294]:

Ширина шестерни [1, с.294]:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру [1, с.294]:

.

Для косозубых колес при такой скорости назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81;

Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле [1, с.32]: ,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем =1,12 (по таблице 3.4), [1, с.39].

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем =1,13 (по таблице 3.1), [1, с.32]

- динамический коэффициент. Принимаем =1,0

(по таблице 3.6), [1, с.40].

Проверим контактные напряжения по формуле [1, с.31]:

,

Рассчитаем силы, действующие в зацеплении: - уголзацепления

Окружная [1, с.294]:,

Радиальная [1, с.158]: ,

Осевая [1, с.158]: ,

где в - угол зацепления в нормальном сечении;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

,

где - коэффициент нагрузки

, [1, с.42]

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем по таблице (3.7), [1, с.43] = 1,3

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем по таблице (3.8), [1, с.43] = 1,25

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев [1, с.46]: ,

у шестерни [1,с.295]: ,

.

у колеса [1, с.295]:,

.

Выбираем значения коэффициента по ГОСТ 21354-75 [1, с.42]:

;

Определяем допускаемое напряжение по формуле [1, с.43]:

,

где- коэффициент безопасности [1, с.43]: ,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес. По таблице (3.9) = 1,75 [1, с.44].

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1 [1, с.44].

=1,75

По таблице (3.9) [1, с.44] для стали HRC 45 закаленной при твердости HB350 = 1,8HB:

Допускаемые напряжения:

для шестерни: МПа

для колеса: МПа

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Определяем коэффициент по формуле [1, с.46]:

,

где - угол наклона делительной линии зуба

Определяем коэффициент по формуле [1, с.47]:

,

где =1,5 - коэффициент торцевого перекрытия [1, с.47]

n = 8 - степень точности зубчатых колес [1, с.47]

Для среднего значений коэффициента торцевого покрытия =1,5 и 8 - й степени точности

Проверяем прочность зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

,

.

Условие прочности выполнено.

3. Расчёт валов редуктора

Диаметр выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба рассчитывается по формуле [1,с.161]:

,

где Т - крутящий момент, Н?мм

- допускаемое напряжение на кручение, для ведущего вала =25 МПа, для ведомого вала = 20 МПа, [1, с.296-297].

Выбираем ближайшее значение из стандартного ряда [1, с.162]:

= 32 мм, = 45 мм.

D_дв=38мм

Принимаем диаметры валов под подшипниками: = 35 мм, = 50 мм. Диаметр вала под зубчатым колесом d_к2=55 мм.

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные, средней серии ГОСТ 8338-75

Условное обозначение	D	D	B	r	Грузоподъемность, кН
					динамическая С	статическая С0
	Размеры, мм
7210	50	90	21,7	2	56	40
207	35	72	17	2	25,5	13,7

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

Колесо кованное, его размеры:

Диаметр ступицы колеса [1, c.233]:

Длина ступицы:

принимаем

Толщина обода

Принимаем мм (по стандарту не менее 8 мм)

Толщина диска .

Принимаем С=20мм .

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса редуктора определяем по формуле [1, с.241]:

,

Принимаем

Толщину стенок крышки редуктора определяем по формуле [1, с.241]:

,

Принимаем .

Толщину верхнего пояса корпуса (фланца), формула [1,с.241]:

,

Толщину нижнего пояса корпуса (фланца), формула [1,с.241]:

,

Принимаем с учетом выбранных болтов.

Толщина нижнего пояса корпуса определяется по формуле [1, с.241]:

, .

Принимаем .

Диаметры фундаментальных болтов определяются по формуле [1, с.241]:

,

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметры болтов у подшипников определяются по формуле [1, с.241]:

,

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметры болтов соединяющих основание корпуса с крышкой определяются по формуле [1, с.241]:

,

Принимаем болты с резьбой М10.

Принимаем болты с резьбой М8.

6. Расчёт зубчатой передачи

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле, [1, с.33]:

,

где = 49 - для прямозубых передач, [1, с.32]

Ближайшее значение межосевого расстояния .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации [1,с.36]:

Принимаем m=3 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 0⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса [1, с.293]:

Принимаем за

тогда

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Т.к. передача прямозубая и зубья расположены под углом 90 градусов

Диаметры делительные [1, с.45]:

,

принимаем 141 мм.

принимаем 354 мм.

проверку произведем по формуле [1, с.45]:

,

Диаметры вершин зубьев [1, с.45]:

, ,

Диаметры окружности впадин зубьев [1, с.45]:

, ,

Ширина колеса [1, с.294]:

Ширина шестерни [1, с.294]:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру [1, с.294]:

.

Для косозубых колес при такой скорости назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81;

Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле [1, с.32]: ,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем =1,12 (по таблице 3.4), [1, с.39].

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем =1,13 (по таблице 3.1), [1, с.32]

- динамический коэффициент. Принимаем =1,0

(по таблице 3.6), [1, с.40].

Проверим контактные напряжения по формуле [1, с.31]:

,

Рассчитаем силы, действующие в зацеплении: - уголзацепления

Окружная [1, с.294]:,

Радиальная [1, с.158]: ,

Осевая [1, с.158]: ,

где в - угол зацепления в нормальном сечении;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

,

где - коэффициент нагрузки

, [1, с.42]

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем по таблице (3.7), [1, с.43] = 1,1

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем по таблице (3.8), [1, с.43] = 1,1

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев [1, с.46]: ,

у шестерни [1,с.295]: ,

.

у колеса [1, с.295]:,

.

Выбираем значения коэффициента по ГОСТ 21354-75 [1, с.42]:

;

Определяем допускаемое напряжение по формуле [1, с.43]:

,

где- коэффициент безопасности [1, с.43]: ,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес. По таблице (3.9) = 1,75 [1, с.44].

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1 [1, с.44].

=1,75

По таблице (3.9) [1, с.44] для стали HRC 45 закаленной при твердости HB350 = 1,8HB:

Допускаемые напряжения:

для шестерни: МПа

для колеса: МПа

Определяем коэффициент по формуле [1, с.47]:

,

где =1,5 - коэффициент торцевого перекрытия [1, с.47]

n = 8 - степень точности зубчатых колес [1, с.47]

Для среднего значений коэффициента торцевого покрытия =1,5 и 8 - й степени точности

Проверяем прочность зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

,

Условие прочности выполнено.



7. Первый этап компановки редуктора

Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Учитывая расстояние а_w=160 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 легкой серии для шестерни и для колеса:

Условное обозначение	D	D	B	r	Грузоподъемность, кН
					динамическая С	статическая С0
	Размеры, мм
7210	50	90	21,7	2	56	40
207	35	72	17	2	25,5	13,7

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t=2306Н, F_r=852,603 Н, F_а=412,48 Н,. Из первого этапа компоновки редуктора l₁=51мм, l₂=52,5мм.

Реакции опор:

В плоскости xz:

В плоскости yz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре B. Намечаем радиальныеоднорядные шарикоподшипники 207: d = 35 мм; D = 72 мм; B = 17 мм; C = 25,5 кН; C₀ = 13,7кН. [1,табл.П3]

Эквивалентная нагрузка по формуле:,

в которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка; V = 1(вращается внутренне кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров ;.[1,табл.9.19 и табл. 9.20]

Отношение этой величине соответствует .[1,табл.9.18]

Отношение

; ;

Расчетная долговечность, об.:

Расчетная долговечность, ч:

Построение эпюр изгибающих моментов.

Сечение 1-1

Сечение 2-2

Ведомый вал.

Вал имеет такие же нагрузки, как и ведущий валимеем F_t=2306Н, F_r=852,603 Н, F_а=412,48 Н,. Из первого этапа компоновки редуктора l₁=51мм, l₂=52,5мм, l₃=66мм.

В плоскости yz:

Проверка

Суммарные реакции:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.Намечаем радиальныеоднорядные роликоподшипники 7210: d = 50 мм; D = 90 мм; B = 21,7 мм; C = 56 кН; C₀ = 40кН.

Отношение этой величине соответствует .

Отношение

,,,

Расчетная долговечность, об.:

Расчетная долговечность, ч:

Построение эпюр изгибающих моментов.

Сечение 1-1

Сечение 2-2

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс работы самого редуктора), но не должен быть менее 12 000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника).В нашем случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 7210имеют ресурс .

9. Второй этап компановки 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 прочностишпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными краями. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. [1, табл.8.9]

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]=100120 МПа, при чугунной [_см]=5070 МПа.

Ведущий вал.

Проверяем шпонку на быстроходном валу. d=32 мм; сечение шпонки bхh=10x8 мм, t₁=5 мм, длина шпонки l=30 мм., момент на ведущем валу Т₁=61491Н•мм

Полумуфту изготавливают из чугуна марки СЧ 20.

Условие прочности выполнено .

Ведомый вал.

Проверяем шпонку под колесом тихоходного вала. d=45 мм; сечение шпонки bxh=14x9 мм, t₁=5,5 мм; длина шпонки l=60мм, момент на ведомом валу Т₂=298,292Н•мм:

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности _см<[_см] выполнено.

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].

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная; _В=690 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=55 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэф-т запаса прочности по кас. напряжениям[1, с.164]:

,

Коэф-т запаса прочности по норм. напряжениям[с.162]:

,

где амплитуда и среднее значение касательных напряжений от нулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

М_сеч - суммарный изгибающий момент рассматриваемого сечения:

М_А-А=

При d=45 мм, b=16 мм, t₁=6 мм, для валов со шпоночным пазом полярный момент сопротивления сечения:

осевой момент сопротивления сечения:

При отсутствии осевой нагрузки у_m=0. [1, с.163]

Принимаем k=1,66 , k=1,2 [1табл.8.5]. =0,82=0,7;

Коэффициент =0,1; =0,15 [1,с.162]

Коэффициентызапаса прочности

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.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом; принимаем

;

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений К-К:

Сечение Л-Л:

Концентрация напряжений обусловлена переходом от ш45 мм к ш50мм: при

и , коэффициенты концентрации напряжений и

Принимаем k=1,92 , k=1,33 [1табл.8.5]. =0,82=0,7;

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения:

;

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечений К-К:

Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется: s?[s].

сечение	А-А	К-К	Л-Л
s

12. Анализ посадок

Рассмотрим соединение крышки подшипника - корпус редуктора на ведущем валу.

Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку 72 Н7/d11

Находим величины предельных отклонений

для отверстий Ш 72H7 ES= + 35 мкм

EI= 0 мкм

для вала Ш 72d11 es = -380 мкм

ei = -600 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов N_max, N_min.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

Dmax= D + ES = 72 + 0,035 =72.035 мм

Dmin= D + EI = 72 + 0 =72мм

dmax = D + es = 72 - 0.380=71.620 мм

dmin = D + ei = 72 - 0,600=71,400 мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

Через предельные размеры:

TD=Dmax - Dmin = 72.035-72 = 0.035 мм

Td= dmax - dmin =71.620 - 71.400= 0.220 мм

Через предельные отклонения:

TD=ES - EI = 35 - 0 = 35 мкм

Td= es - ei = -380 + 600= 220 мкм

Вычисляем предельные значения зазоров

Через предельные размеры:

Smax = Dmax - dmin = 72.035 - 71.400 = 0.635 мм

Smin = Dmin - dmax = 72 - 71.620 = 0.380 мм

Через предельные отклонения:

Smax = ES - ei = 35 + 600 = 635 мкм

Smin = EI - es = 0 + 380 = 380 мкм

Определяем допуск зазора

TS = TD + Td =0.035 + 0.220 = 0.255 мм



Соединение вал-ступица зубчатого колеса.

Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку 55 Н7/p6

Находим предельные отклонения

для отверстия 45 Н7 ES=+30 мкм.

EI= 0 мкм.

для вала 45p6 es= +51 мкм.

ei= +32 мкм.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

D_max= D + ES = 55 + 0.030 =55,030мм

D_min= D + EI = 55мм

d_max= D + es = 55 + 0,051=55.051мм

d_min= D + ei = 55 + 0,032=55.032мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

TD=ES - EI = 30-0=30 мкм

Td= es - ei = 51 - 32=19 мкм

Вычисляем предельные значения натягов

N_max = es - EI =51-0=51 мкм

N_min = ei- ES = 32-30 = 2 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов N_max, N_min

Рассмотрим посадку кольца на ведомом валу.

Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку 50D11/k6

Находим величины предельных отклонений

для отверстий Ш 50D11ES= -240 мкм

EI= -80 мкм

для вала Ш 50k6 es = +18 мкм

ei = +2 мкм

Строим картину расположения допусков и проставляем: D_max, D_min, d_max, d_min, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов N_max, N_min.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

Dmax= D + ES = 50 + 0,240 =50,240 мм

Dmin= D + EI = 50 + 0.080 =50.080 мм

dmax = D + es = 50 + 0.018=50.018 мм

dmin = D + ei = 50 + 0,002=50,002 мм

Определяем величины допусков для отверстия и вала

TD=ES - EI = 240-80 = 160 мкм

Td= es - ei = 18-2=16 мкм

Вычисляем предельные значения зазоров

Smax = ES-ei = 240 - 2 = 238 мкм

Smin = EI-es = 80 - 18 = 62 мкм

Определяем допуск зазора

TS = TD+Td =160 + 16= 176 мкм

13. 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=0,25112,75дм³ [1,с.321]

Устанавливаем вязкость масла для ванн зубчатых редукторов.[4,табл.51]

При контактных напряжениях _Н=393МПа и скорости v=2,53 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна₅₀=28 мм²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (ГОСТ 20799-75) [1,табл.10-10]

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 - Литол-24 (ГОСТ 21150-87). [1,табл.9.14]

Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема пластичной мазью.

14. Сборка редуктора

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

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

на ведущий валпоз. 4 насаживают шарикоподшипники поз. 26, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 ⁰С;в ведомый вал закладывают шпонку поз. 31 и напрессовывают зубчатое колесо поз. 6 до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники поз. 27, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора поз. 12 и надевают крышку корпуса поз. 11, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов поз. 33; затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников поз. 7,8,9,10 с комплектом металлических прокладок поз.17,18 для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения поз. 24,25. Проверяют проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на конец ведомого вала поз. 3 в шпоночную канавку закладывают шпонку поз. 32, устанавливают звездочку и закрепляют ее.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия поз. 14 с прокладкой.Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой поз. 1с 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.

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.

Мовнин М. С. Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982г.-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, 1999г. - 454с.

Размещено на Allbest.ru

...