Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

3. Предварительный расчёт валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Первый этап компоновки

7. Проверка подшипников на долговечность

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Уточнённый расчёт валов

10. Допуски и посадки

11. Выбор сорта масла

12. Сборка редуктора

Заключение

Список литературы

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи -- зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

В настоящем задании мы рассмотрим проектирование вертикального цилиндрического редуктора.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности

где - общий КПД редуктора

где - КПД цилиндрической зубчатой передачи

- КПД пары подшипников качения

По табл.1.1 стр.5[1] принимаем

КПД =0.97

КПД =0.995

кВт

Требуемая мощность Электродвигателя должна быть: 15 кВт

Выбираем из:

Типоразмер	nc, об/мин	S,%	nн, об/мин	Расчетное ПО	iГОСТ
4A160S2	3000	2.1	2937	8.39	8.0
4A160S4	1500	2.3	1465.5	4.18	4.0
4A160M6	1000	2.6	974	2.78	2.8
4A180M8	750	2.5	731.25	2.08	2.0

редуктор вал подшипник

Выбираем стандартные передаточные отношения редуктора, причём передаточное отношение цилиндрического редуктора должно быть в интервале 2.5-6.3

Расчет ПО производится по формуле:

Стандартное передаточное отношение принимается по ГОСТ 2185--66 стр.36

Рассчитаем погрешность ПО:

Допускается 3% отклонения расчёта ПО.

Д2= Д4=

Д3=

В качестве передаточного отношения принимаем

i=2.8

В качестве приводного электродвигателя выбирается электродвигатель асинхронный серия 4А, закрытый обдуваемый (По ГОСТ 19523-81)

стр.390 [1] 160M6 с параметрами:

кВт

об/мин

Рассчитываем крутящие моменты на валах.

Момент на ведущем валу:

где рад/с

Нм =Нмм

Момент на ведомом валу:

 = Н·м =Н?мм

Вал	n, об/мин	,рад/с	T, Нм
1	974	101.94	132.82
2	347.85	36.40	357.02

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни сталь 45, термическая обработка -- улучшение, твердость НВ 230;

для колеса -- сталь 45, термическая обработка -- улучшение, но твердость на 30 единиц ниже -- НВ 200. стр.34 табл.3.3 [1]

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

[уH] = ,

где уHlimb -- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

уHlimb = 2?HB +70;

KHL -- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,1.

Для косозубых колес расчётное допускаемое контактное напряжение по формуле стр.35 [1]

[уH] =0,45?([уH1] + [уH2]);

для шестерни:

[уH1] = = 481.81 МПа

для колеса:

[уH2] = = 427.27 МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[уH2] = 0,45?(481.81+ 427.27) = 409.09 МПа

Требуемое условие [уH] ? 1,23 [уH2] выполнено.

Коэффициент КHв, примем равным КHв=1,25 для симметричного расположения колес относительно опор. стр.32, табл.3.1 [1]

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

шba = = 0,5 стр.36 [1], Ка = 43, i = 3.55; = 330.47 Н·м ;

[уH] = 409.09 МПа

Межосевое, расстояние из условия, контактной выносливости активных поверхностей, зубьев по формуле стр.32, ф.3.7 [1] имеем:

aw = = = 143.55 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

aw = 140 мм , стр.36 [2]

Нормальный модуль зацепления принимаем до следующей рекомендации:

mn = (0,01 0,02)·аw = (0,01 0,02)·140 = 1.4 2.8 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 2 мм , стр.36 [1].

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

= =

Принимаем Z1 = 30 шт , тогда Z2 = Z1·i= принимаем Z2 = 107 шт

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1 = = = 61 мм

d2 = = = 219 мм

аw = = = 140 мм

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2·mn = 61 + 2?2 =65 мм

da2 = d2 + 2·mn = 219 + 2?2 =229 мм

Ширина колеса: b2 = шba·aw = мм

Ширина шестерни: b1 = b2 +5 = 70+5 =75 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

шbd = =

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

н = = м/с

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности стр.32 [1].

Коэффициент нагрузки:

KH = KHв · KHб · KHн

При твердости НВ ? 350 и симметричном расположении колес относительно опор КHв = 1,15. При н = 2,87 м/с и 8-й степени точности КHб = 1,07. Для косозубых колес при н ? 5 м/с имеем KHн = 1, стр.38 [1]

Таким образом: KH = 1,15?1,07?1 = 1,237

Проверка контактных напряжений по формуле:

уH = == =

=401.8 МПа < [уH] = 409.09 МПа

Силы, действующие в зацеплении стр.158 [1]

Окружная: Ft = = =3212H

Радиальная: Fr = = = 1194 H

Осевая: Fa = Ft?tgв = 3212?tg() = 675 H

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

уF = ? [уF]

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFв?KFн , стр.42 [1] При шbd = 0,98; твердости НВ ? 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFв = 1.2, KFн = 1,1 Таким образом, коэффициент KF = 1,2·1,1 = 1,32;

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

У шестерни: Zн1 = = 31.8

У колеса: Zн2 = = 113.6

YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6 [1, стр.42]

Допускаемое напряжение по формуле:

[уF] =

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350

= 1,8 HB

Для шестерни: = 1,8·230 =415 МПа

Для колеса: = 1,8·200 = 360 МПа

[SF] = [SF]'[SF]” - коэффициент безопасности, где

[SF]' = 1,75 [SF]” = 1 (для поковок и штамповок)

Следовательно, [SF] = 1,75

Допускаемые напряжения:

Для шестерни: [уF1] = =237 МПа

Для колеса: [уF2] = = 206 МПа

Находим отношение :

для шестерни: = 61.6 МПа

для колеса: = 57,5 МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yв и KFб, стр.46 [1]

Yв = = = 0,915

KFб =

для средних значений коэффициента торцового перекрытия еб = 1,5 и 8-й степени точности KFб = 0,92

уF2 = ? [уF]

уF2 = МПа

уF2 < [уF2] = 206 МПа

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного участка вала определяется из условия прочности при кручении(при [ф] = 25 МПа) по формуле, стр.161 [1]

dB1 = = 27,13 мм

Диаметр выходного участка вала выбирается из условия соединения муфтой вала электродвигателя и редуктора.

Для электродвигателя 4А160S8 диаметр dдв = 48 мм (ГОСТ 19523-81)

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75 с внутренним диаметрами подшипника/муфт Ш 48/45

Принимаем dB1 = 45 мм

Проверка: выбираем муфты на прочность

Н?м, k = 2.1

Н?м Н?м

Условие прочности выполняется.

Проверка по частоте вращения:

<, < об/мин

Проверка выполняется. мм

Выбираем манжету резиновую армированную по ГОСТ 8752-79 с внутренним диаметром Ш 50, тогда мм

Диаметр вала под ПК определяется: мм

Принимаем шарикоподшипник радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75 с Ш 55

Диаметр вала по ПК: мм

Диаметр вала под шестернёй: мм

Применяем: мм

Ведомый вал:

Диаметр выходного участка вала при [ф] = 25 МПа

dB2 = = = 43.83 мм

Принимаем, стр.162 [1] dВ2 = 45 мм

Диаметр вала под уплотнением: мм

Применяем: мм

Диаметр вала по ПК: мм

Применяем: мм

Диаметр вала под ЗК: мм

Принимаем: мм

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше:

d1 = 61 мм

da1 = 65 мм

b1 = 75 мм

Колесо кованое, стр.232 [1]

d2 =219 мм

da2 =223 мм

b2 = 70 мм

Диаметр ступицы: dст = 1,6·dk2 = 1,6·60 = 96 мм

Длина ступицы: lст = (1,2 1,5)?60=7290 мм

принимаем lст = 80 мм

Толщина обода: до = (2,5 4)·mn = (2.54)?2= 58 мм

принимаем до = 8 мм

Толщина диска: С = 0,3·b2 = 0,3·70 = 21 мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,025?aw + 1 = 0,025?140 + 1 = 4,5 мм

принимаем д = 8 мм

д1 = 0,02?aw + 1 = 0,02?140 + 1 = 3.8 мм

принимаем д1 = 8 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

верхнего пояса корпуса и крышки:

b = 1,5?д = 1,5?8 = 12 мм

b1 = 1,5?д1 = 1,5?8 = 12 мм

нижнего пояса корпуса:

p = 2,35?д = 2,35?8 = 19 мм

принимаем p = 20 мм

Диаметр болтов:

фундаментных:

d1 = (0,03 0,036)·aw + 12 =(0,03 0,036)·140 + 12 = 16.2 17.4 мм

принимаем болт с резьбой M18

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d2 = (0,7 0,75)?d1 = (0,7 0,75)?18 = 12.6 13.5 мм

принимаем болты с резьбой М14

соединяющих крышку с корпусом:

d3 = (0,5 0,6)?d1 = (0,5 0,6)?18 = 9 10.8 мм

принимаем болты с резьбой М12

6. Первый этап компоновки

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции -- разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

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

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2д;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A = д;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д;

Намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии для ведущего вала и ведомого вала; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dП1 = 55 мм и dП2 = 55 мм

Условные обозначения подшипников	D	D	B	Грузоподъёмность, кН
	Размеры, мм	C	C0
311	55	120	29	71.5	41.5
311	55	120	29	71.5	41.5

7. Проверка подшипников на долговечность

Ведущий вал:

Из предыдущих расчётов имеем Н, Н, H;

из первого этапа компоновки = 74 мм, =61 мм, мм

Н?мм

Н

Ма=Fa*d1/2=675*61/2=20587 H*мм

Реакции опор:

Н

Н

H

Н

Н

H

Суммарные реакции:

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 средняя серия,

табл. П3 [1]: мм; мм; мм; С=71.5кН; кН

Эквивалентная нагрузка см. формулу 9.4, стр. 212 [1]

При вращении внутреннего кольца ; Осевая нагрузка Pa = H коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

, табл. 9.19[1]; , по табл. 9.20 [1]

Отношение: Этой величине соответствует е0,2

X = 0,56 и Y = 2,2

(0,56·3232 + 2,2·675)?1.3?1 = 4283 Н

Расчётная долговечность, млн. об. , стр.211 [1]

млн. об

Расчётная долговечность, в часах, стр. 211 [1]

ч

Ведомый вал: несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Н Н H из первого этапа компоновки = 74 мм, =219 мм

мм

Нагрузка на вал от цепной передачи:

Н

Ма=Fa*d2/2=675*219/2=73910 H*мм

Реакции опор:



Н

Н

H

Н

Н

H

Суммарные реакции:

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 средней серии, табл. П3[1]: мм; мм; мм; кН; кН

Эквивалентная нагрузка, стр. 212 [1]

Отношение:

Этой величине соответствует е0,2

X = 1 и Y = 0

Н

Расчётная долговечность, млн. об., стр. 211 [1]

млн. об

Расчётная долговечность, в часах, стр.211 [1]

ч

здесь =205,99 об/мин - частота вращения тихоходного вала

В итоге имеем:

подшипники ведущего вала: 311

подшипники ведомого вала: 311

Построение эпюр:

Ведущий вал:

Расчёт:

пл. (вертик.)

1 сечение:

Н·мм

2 сечение:

Н·мм

Н·мм

3 сечение:

=Н·мм

=Н·мм

пл. (гориз.)

1 сечение:

Н·мм

Н·мм

2 сечение:

Н·мм

Н·мм

3 сечение:

=Н·мм

=Н·мм

Ведомый вал:

Расчёт:

пл. (вертик.)

1 сечение:

Н·мм

Н·мм

2 сечение:

Н·мм

Н·мм

3 сечение:

=Н·мм

=Н·мм

пл. (гориз.)

1 сечение:

Н·мм

Н·мм

2 сечение:

Н·мм

Н·мм

3 сечение:

=Н·мм

=Н·мм

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78, стр.169 [1]

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле, стр.171 [1]

Допускаемые напряжения смятия

при стальной ступице МПа

при чугунной МПа

Ведущий вал: мм; мм; мм;

длина шпонки мм, принимаем мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5, стр.277 [1] )

момент на ведущем валу Нмм

МПа

МПа

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20)

мм; мм; мм;

мм, принимаем мм

МПа

МПа

Ведомый вал:

мм; мм; мм;

мм, принимаем мм

момент на ведомом валу Нм

МПа

МПа

Условие выполнено.

9. Расчёт валов на усталость

Примем, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательное от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена

заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

мм, среднее значение МПа, стр. 34-35 [1]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, стр. 162 [1]

МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа

Сечение А-А:

Суммарный изгибающий момент:

Н·мм

Момент сопротивления сечения:

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

По табл. 8.7[1]

Полярный момент сопротивления:

мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По табл. 8.7 [1]

Коэффициент



Коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

> [s]=1,52.0

Ведомый вал:

Материал - сталь 45 нормализованная; МПа, стр. 34-35 [1]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, стр.162 [1]

МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений МПа

Сечение В-В:

Суммарный изгибающий момент:

Н·мм

Момент сопротивления сечения:

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

По табл. 8.7[1]

Полярный момент сопротивления:

мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По табл. 8.7 [1]

Коэффициент

Коэффициент запаса прочности для сечения В-В:

> [s]

Сечение С-С:

Суммарный изгибающий момент:

Н·мм

Момент сопротивления кручения: при мм, b=18 мм, мм

(ГОСТ 23360-78, табл. 8.9, стр.169 [1])

мм3

Момент сопротивления изгибу:

мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

МПа

Среднее напряжение:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

По табл. 8.7 [1]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По табл. 8.7 [1]

Коэффициент запаса прочности для сечения С-С:

 > [s]

Условие s > [s] выполнено

10. Допуски и посадки

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13[1] Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6.Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.10.13 [1], тем самым, составляя свою таблицу допусков и посадок:

Допуски и посадки
Вид соединения и условное обозначение Посадок.	Условное обозначение полей допуска отверстий и вала	Отклонение, мкм	Предельные размеры, мм	Натяг, мкм	Зазор, мкм
		Верхн ES es	Нижн. EI ei	Наиб.	Наим.	Наиб.	Наим.	Наиб.	Наим.
Подшипник - вал Ш55 L0/k6	Отв. Ш55L0 Вал. Ш55k6	0 +21	-15 +2	55.000 55.021	54.985 55.002	-36	-2	- -	- -
Подшипник - корпус Ш120 H7/L0	Отв. Ш120H7 Вал. Ш120/L0	+35 0	0 -12	120.035 120.000	120.000 119.988	-	-	47	0
Колесо -вал Ш60H7/p6	Отв. Ш60H7 Вал Ш60p6	+30 +51	0 +32	60.030 60.051	60.000 60.032	-51	-2	-	-
Мазеудержи-вающее кольцо-вал Ш55 H7/k6	Отв. Ш55H7 Вал. Ш55k6	+30 +21	0 +2	55.030 55.021	55.000 55.002	-21	-2	-	-
Крышка подшипника- корпус Ш120 H7/h7	Отв. Ш120H7 Вал. Ш120h7	+35 0	0 -35	120.035 120.000	120.000 119.965	-	-	70	0
Манжета- крышка подшипника Ш70 /h6	Отв. Ш70 Вал. Ш70	+46 0	0 -46	70.046 70.000	70.000 70.954	-	-	92	0

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объём масляной ванны V определяем

, принимаем V=1

По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях МПа и скорости v=2.87 м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м/c

По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И - 30А

(по ГОСТ 20799 - 75*)

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1

табл. 9.14 [1]

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - С;

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

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

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают щелевые уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

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

Целью данной работы является проектирование одноступенчатого, цилиндрического, вертикального, косозубого редуктора. Исходными данными, которые содержатся в техническом задании, являются:

· Мощность на тихоходном валу - 6.2 кВт;

· Частота вращения тихоходного вала - 200 об/мин;

· Коэффициент перегрузки - 2.1;

· Срок службы привода в годах - 6;

· Число смен работы за одни сутки - 2;

В ходе работы был произведен кинематический расчет :

По требуемой мощности (6,46 кВт) по ГОСТ я выбрал трехфазный асинхронный электродвигатель серии 4А160S8, закрытый, обдуваемый, с мощностью N=7.5 кВт и с синхронной частотой вращения 750 об/мин, и коэффициентом скольжения S=2,5%

Передаточное число по ГОСТ 2185-66 составляет 3,55.

Так же был произведен расчет геометрических параметров редуктора, а именно расчет зубчатых колес: по ГОСТ 2185-66 межосевое расстояние aw = 140 мм. По ГОСТ 9565-60 был выбран нормальный модуль зацепления mn = 2 мм. Делительный диаметр шестерни - 61 мм, колеса - 219 мм. Диаметры вершин зубьев шестерни - 65 мм, колеса - 223 мм. Ширина шестерни - 70, ширина колеса - 75 мм.

Кроме того, были сделаны проверка контактного напряжения, проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузки.

Так же произведен предварительный расчет валов редуктора, в ходе которого были приняты:

ДЛЯ ВЕДУЩЕГО ВАЛА:

- диаметр выходного конца вала dB1 = 45 мм

- диаметр вала под уплотнительную манжету мм

- диаметр вала под подшипники мм

- диаметр вала под шестерню мм

ДЛЯ ВЕДОМОГО ВАЛА:

- диаметр выходного конца вала dВ2 = 45 мм

- диаметр вала под уплотнительную манжету мм

- диаметр вала под подшипники мм

- диаметр под зубчатым колесом мм

Была сделана первая графическая компоновка, в ходе которой приближенно определилось положение зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. В результате получилось, что для ведомого и ведущего вала устанавливаем радиальные шарикоподшипники однорядные средней серии, номер 311, и выполнена проверка подшипников.

Далее была проведена проверка шпоночных соединений, выполнен расчет валов на усталость, в ходе которого были рассчитаны наиболее опасные сечения валов.

Был выбран вид соединения посадок, определены поля допусков, произведено вычерчивание редуктора.

Заключительным данной работы явился расчет и выбор сорта масла.

К графической работе прилагается спецификация.

Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. И доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru

...