Редуктор цилиндрический

Размещено на http://www.allbest.ru/

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет

(СПбГМТУ)

Кафедра «Детали машин и подъемно-транспортные механизмы»

РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ

Пояснительная записка

Студент: Абрамов Глеб Денисович

Руководитель проекта:

Черенкова Светлана Валентиновна

Санкт-Петербург 2019



Содержание

редуктор электродвигатель шпонка подшипник

Задание на курсовое проектирование

Введение

1. Расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Кинематический и силовой расчет редуктора

2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

2.2 Расчет геометрический размеров колес

2.3 Проверка зубьев на контактную и изгибную выносливость

3. Эскизная компоновка

3.1 Предварительный расчет валов

3.2 Подбор подшипников

3.3 Подбор шпонок и конструирование колес

3.4 Выбор конструкции корпусных деталей

4. Проверочные расчеты

4.1 Проверка валов на усталостную прочность

4.1.1 Проверка выходного вала

4.1.2 Проверка входного вала

4.2 Проверка работоспособности подшипников

4.3 Проверка шпонок на смятие

5. Сборка редуктора

5.1 Выбор типа и метода смазки

5.2 Посадки в сопряжениях

5.3 Порядок сборки редуктора

Заключение

Список использованной литературы



Введение

При создании приводов различных механизмов в условиях современной промышленности часто возникает необходимость изменения скорости вращения элементов трансмиссионных узлов и передаваемых ими крутящих моментов. Для этих целей служат специальные устройства - редукторы, вариаторы, мультипликаторы и т.д.

Основная функция редукторов -уменьшение частоты вращения выходного вала по сравнению с входным. Это обуславливает их высокую применяемость при проектировании машин непрерывного транспорта (конвейеров), поскольку от данной группы механизмов требуется не только обеспечение заданной скорости движения грузонесущего органа, но и создание значительного тягового усилия, что без редукторов представляется практически невозможны.

Привод - совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие машин и механизмов: представляет собой своего рода «вставку» между приводным двигателем и нагрузкой (машиной или механизмом, движителем) и выполняет те же функции, что и механическая передача.

Особенностями одноступенчатого редуктора с цилиндрическими прямозубыми колесами являются отсутствие реверса, валы устанавливаются в радиальные шарикоподшипники, зазор в подшипниках регулируется с помощью металлических прокладок, которые устанавливаются под крышку подшипника.



Рис. 1



1. Расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

Общий КПД привода равен произведению КПД всех элементов привода:

,

где из [2] - КПД муфты,

- КПД зубчатой передачи.

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт,

где-мощность на выходном валу, кВт.

Подберем асинхронный двигатель серии АИР по ,кВт из [3]. Стандартизированная мощность двигателя, ближайшая по величине к будет кВт.

Определим перегрузку:

.

Выбираем электродвигатель мощностью кВт, типа 100S4 и асинхронной частотой .

1.2 Кинематический и силовой расчет редуктора.

Найдем частоту вращения выходного вала:

,

где -передаточное число редуктора, -частота вращения входного вала.

Рассчитаем угловые скорости на выходном и входном валу:

,

.

Определим мощность на входном валу редуктора, используя данные о коэффициенте полезного действия зубчатой цилиндрической передачи [2]:

кВт,

где-мощность на выходном валу, кВт.

Определим вращающие моменты на входном и выходном валах редуктора, зная для каждого вала мощность и угловую скорость:

Т.к.

,

.



2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Методику расчета зубчатых колес изложена в [1]. Поскольку в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, назначим для зубчатых колес и валов следующий материал сталь 45 (ГОСТ 1050-2013) со следующими параметрами.

Таблица I

Марка стали	Твердость поверхности	Предел текучести, МПа	Термообработка
45	235…262HB	540	Улучшение
	269…302HB	650	Улучшение

Шестерня вращается быстрее колеса, следовательно, испытывает динамические нагрузки большие, чем колесо. Поэтому назначим твердость (из Табл. I) зубьев шестерни выше, чем твердость зубьев колеса, 269... 302HB. Твердость зубьев колеса (см. Табл. I) 235... 262HB.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где -предельное напряжение - базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов , базовое число циклов -для сталей с твердостью HB<350, для сталей с твёрдостью HB350 , - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности.

Определим число оборотов выходного вала за весь срок службы и сравним с :

,

где с -число зацеплений зуба за один оборот (для последовательно сцепленных колес с=1), t-срок службы, ч.

Так как , следовательно

Рассчитаем предел выносливости для шестерни и зубчатого колеса, выбрав из таблицы 1 твердость поверхности и зная , МПа:

МПа,

МПа.

Найдем допускаемые контактные напряжения, зная, что =1,1:

МПа,

МПа.

Для расчета размеров передачи:

МПа.

Определение допускаемых изгибных напряжений:

,

где - предел изгибной выносливости зубьев, значение которого могут быть приняты , МПа, -коэффициент безопасности, принимаемый , -коэффициент учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки (=1 - при односторонней нереверсивной нагрузке), -коэффициент долговечности.

Найдем , так как , где -базовое число циклов по изгибным напряжениям для стали 45, следовательно .

Рассчитаем предел изгибной выносливости для шестерни и зубчатого колеса, выбрав из Таблицы I твердость поверхности и зная ,МПа:

МПа,

МПа.

Найдем допускаемое изгибное напряжения:

МПа,

МПа.

2.2 Расчет геометрических размеров колес

В результате геометрического расчета прямозубых цилиндрических колес (без смещения) определим следующие их параметры (рис. 2): межосевое расстояние, модуль зубьев m, числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂, делительные диаметры шестерни и колеса , диаметры окружности вершин шестерни и колеса , диаметры окружности впадин и , ширина венцов колеса и шестерни .

Рис. 2

Исходя из формулы Герца найдем предварительное межосевое расстояние зубчатой передачи:

,

где -для стальных прямозубых колес, , , - коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине венца принимаем , так как расположение колес симметрично относительно опор, - коэффициент ширины колеса равный [1], МПа.

мм.

Найдем предварительный делительный диаметр шестерни:

мм.

-минимальное число зубьев для прямозубых колес.

Зададим число зубьев шестерни из диапазона 18…30.

-количество зубьев на шестерне.

Определим расчетный модуль зацепления:

мм,

Полученную величину следует округлить до стандартной величины .

Таблица II

Из Таблицы II: мм.

Найдем число зубьев зубчатого колеса:

.

Рассчитаем геометрические размеры проектируемой передачи для чертежей при , , :



2.3 Проверка зубьев на контактную и изгибную выносливость

Расчетные контактные напряжения подсчитываются по формуле:

,

где - для прямозубых передач.

Расчетное контактное напряжение должно входить в область допустимых значений:

МПа.

Расчетное контактное напряжение не входит в допустимые значения, значит нужно изменить ширину колес , определив новые значения по формуле:

мм.

Для чертежа:

мм.

Ширину венца шестерни назначаем больше ширины венца колеса с целью облегчения сборки механизма:

мм.

Проверка условия изгибной выносливости:

,

где - действующие напряжения изгиба зуба, -коэффициент нагрузки, - функция от числа зубьев шестерни, равная :



3. Эскизная компоновка

3.1 Предварительный расчет валов

Методика предварительно расчета валов изложена в [1]. Проектирование выходного вала:

Определим минимальный диаметр выходного вала из условия прочности на кручение:

,

где , .

,

где МПа - уменьшено в несколько раз допускаемого напряжения для учета изгиба вала.

мм.

Для заданной конструкции выходного вала, назначим минимальный диаметр 20 мм, диаметр цапфы 25 мм, высота заплечиков h=2,5 мм, поэтому диаметр вала под колесом 30 мм, диаметр буртика 35 мм.

Проектирование входного вала:

Определим минимальный диаметр входного вала из условия прочности на кручение:

,

где , .

,

где МПа - уменьшен в несколько раз допускаемого напряжения для учета изгиба вала.

мм.

Для заданной конструкции входного вала, назначим минимальный диаметр 15 мм, диаметр вала в месте установки подшипников (диаметр цапфы) 20 мм, высота заплечиков h=2,5 мм, следовательно, диаметр вала 25 мм.

3.2 Подбор подшипников

В редукторе устанавливается прямозубая цилиндрическая пара, поэтому выбираем радиальный шарикоподшипник из ГОСТ 8338-75. Ввиду малой мощности редуктора выбираем подшипники лёгкой серии:

Диаметр цапф входного вала равен 20мм.

Диаметр цапф выходного вала равен 25мм.

По таблице из ГОСТ 8338-75 подбираем подшипники:



Рис. 3

Таблица III

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, Н
	d	D	B	r
204	20	47	14	1,5	12700	6200
205	25	52	15	1,5	14000	6950

3.3 Подбор шпонок и конструирование колес

Методика подбора шпонок рассмотрена в пособии [1]. Стандартные шпонки подберем по диаметру вала в месте установки по шпонке зубчатого колеса или полумуфты:

- =15 мм (консоль входного вала) - шпонка 1,

- =20 мм (консоль выходного вала) - шпонка 2,

- =30 мм (участок вала под колесом) - шпонка 3.

От длины шпонки зависит длина ступицы колеса l_ст (посадочной части колеса на вал или полумуфты).

Длина шпонки со скругленными краями:

где определяется из условий прочности на срез и смятие, - ширина шпонки.

Длина ступицы назначается по условию , если ширина венца колеса , то принимают .

Для шпонки 1 (d=15мм, , b=5мм, h=5мм, мм, мм, ) рассчитаем длину из условия прочности на смятие, приняв допускаемое напряжение =100 МПа:

Из двух значений и выбираем наибольшее, то есть, длина шпонки с учетом стандартных длин шпонок L=20мм.

Шпонка ГОСТ 23360-78.

Для шпонки 2 (d=20мм, , b=6мм, h=6мм, мм, мм, ) рассчитаем длину из условия прочности на смятие, приняв допускаемое напряжение =100 МПа:

Из двух значений и выбираем наибольшее, то есть длина шпонки с учетом стандартных длин шпонок L=28мм.

Шпонка ГОСТ 23360-78.

Для шпонки 3 (d=30мм, , b=8мм, h=7мм, мм, , ) рассчитаем длину из условия прочности на смятие, приняв допускаемое напряжение =100 МПа:

Из двух значений и выбираем наибольшее, то есть длина шпонки с учетом стандартных длин шпонок L=28мм.

Шпонка ГОСТ 23360-78.

Ширина венца колеса меньше, чем длина шпонки, поэтому принимаем длину ступицы:

Конструирование колес.

Методика расчета колес изложена в [5].

Таблица IV

Размер	Значение
Толщина обода
Толщина диска
Внутренний диаметр обода
Диаметр ступицы	, где -диаметр вала под колесом.
Фаски на торцах зубчатого венца
Фаски
Литейный уклон
Радиус закругления
Диаметры центров отверстий



Рис. 4

3.4 Выбор конструкции корпусных деталей

Методика расчета корпусных деталей изложена в [5]. К корпусным деталям относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие силы, действующие в редукторе.

Корпусные детали получают методом литья или сварки. Материалом литых деталей чаще всего являются чугуны.

Основными корпусными деталями редуктора являются корпус (нижняя часть) или картер и крышка (верхняя часть). Корпусная деталь состоит из стенок, рёбер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое. Крышка корпуса крепится к основанию болтами с наружной шестигранной головкой и гайками. Для облегчения разъединения крышки с корпусом редуктора во фланце крышки предусмотрены два отверстия для отжимных болтов.

Масло в корпус редуктора заливают через верхний люк (окно). При работе передачи масло загрязняется, поэтому его периодически меняют. Для слива масла в корпусе редуктора предусматривают отверстие, закрываемое пробкой. Для наблюдения за уровнем масла можно использовать жезловый маслоуказатель.

При длительной работе из-за нагрева масла и воздуха повышается давление внутри редуктора, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать, внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путём установки отдушины в смотровой крышке. Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в нем зубчатых колес и подшипников.

Рассчитаем размеры основных элементов корпуса, крышек подшипников и манжет.

Крышки подшипников:

Таблица V

Вал	D1п	d4	D2	D3	h0	h1	z		l
Входной	47	M6	62	74	5	6	4	5	5
Выходной	52	M6	67	79	6	8	4	6	5

Для предотвращения вытекания смазки из корпуса редуктора по консолям валов и защиты подшипников от загрязнения извне используют различные виды уплотнений. Подберем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79 в качестве уплотнения. Размеры манжеты в зависимости от диаметра вала d.

Таблица VI

d	D	h	h1	d-d1	h2	h3
20	35	7	10	2,0	8,5	1,0
	40	10	14		12,0	1,5
25	42	10	14	2,5	12,0	1,5

Расчет основных элементов корпуса:



Таблица VI

Наименование	Размеры, мм
Толщина стенки	крышки
	корпуса
Рёбра корпуса и крышки	толщина
	высота
	литейный уклон
Диаметр болтов	стяжных коротких стяжных длинных
	фундаментных
Диаметры координирующих штифтов
Минимальное расстояние между осью подшипника (большего и осью стяжного болта)
Минимальное расстояние между осью подшипника (большего и осью стяжного болта)
Расстояние между стяжными болтами
Фланцы разъема корпуса	Толщина (для корпуса) Толщина (для крышки)
	Ширина большая
	Ширина меньшая
Фундаментные лапы	Толщина
	Ширина
	Ширина опорной полосы
Зазор между колесом и стенкой корпуса
Зазор между зубчатым колесом и дном
Расстояние до оси стяжного болта
Расстояние до оси стяжного болта
Диметр углубления (зенковки): под торец Гайки фундаментного болта диаметром Под торец гайки и стяжного болта Под торец гайки и стяжного болта
Диметр отверстия проушины Толщина проушины (крюка)
Расстояние между необработанной и обротанной поверхностью литой детали
Минимальный радиус сопряжений	r=1,5мм R=8,5мм



4. Проверочные расчеты

4.1 Проверка валов на усталостную прочность

Методика расчета валов на усталостную прочность изложена [1]. В качестве материала входного и выходного валов выберем сталь 45 (ГОСТ 1050-2013) с твердостью 235 - 262HB (термообработка - улучшение), предел текучести МПа.

Выберем расчетную схему выходного вала: подшипники заменим опорами А и B. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично. На валу установлено прямозубое цилиндрическое колесо. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи , приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силой и скручивается моментом на валу Т₂.

Рис. 5

В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:

где стандартный угол = 20.

Определим реакции в опорах, используя уравнения равновесия:

Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:

- в опасном сечении I-I на рис. 5 значения изгибающего (М_и) и крутящего (M_к) моментов:

-в опасном сечении II-II на рис. 4 значения изгибающего (М_и) и крутящего (M_к) моментов:



В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.

В опасном сечении I-I:

- нормальные напряжения при изгибе:

где - осевой момент сопротивления плоского сечения, - диаметр вала в опасном сечении (под колесом);

- касательные напряжения при кручении:

где - полярный момент сопротивления плоского сечения, - диаметр вала в опасном сечении (под колесом).

В опасном сечении II-II:

-касательные напряжения при кручении:

где - полярный момент сопротивления плоского сечения, - диаметр вала в опасном сечении (под подшипником).

Определим коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

,

,

где и - пределы выносливости, которые связаны соотношениями (при):, ,и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, и - постоянные составляющие, поскольку напряжения изгиба в валах изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по от нулевому циклу, составляющие циклов определяются формулами:

В опасном сечении I-I:

=

= = .

В опасном сечении II-II:

= = .

K = 1,7 и K = 1,4 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении где расположен шпоночный паз (см. табл. VII), масштабный фактор выбираем по графику на рис. 5, при диаметре вала d=30мм , -фактор качества поверхности для шлифованного вала, и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, для среднеуглеродистой стали =0,1 и =0,05.

Таблица VII

Фактор концентрации	k	k
	в, МПа
Шпоночная канавка	1,7	2,0	1,4	1,7

Рис. 5

В опасном сечении I:

В опасном сечении II:

.

где масштабный фактор выбираем по графику на рис. 5, при диаметре вала d= 25мм =0,9.

Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.

В опасном сечении I:

В опасном сечении II:

Усталостная прочность входного вала обеспечена.

4.1.2 Проверка входного вала

Методика расчета валов на усталостную прочность изложена [1]. Выберем расчетную схему входного вала: подшипники заменим опорами А и B. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.

Входной вал - это вал-шестерня прямозубой цилиндрической передачи. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи , приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силой и скручивается моментом на валу Т₂.



Рис. 6

В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:

где стандартный угол = 20.

Определим реакции в опорах, используя уравнения равновесия:

Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:

- в опасном сечении I-I на рис.5 значения изгибающего (М_и) и крутящего (M_к) моментов:

-в опасном сечении II-II на рис. 6 значения изгибающего (М_и) и крутящего (M_к) моментов:

В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.

В опасном сечении I-I:

- нормальные напряжения при изгибе:

где - осевой момент сопротивления плоского сечения, - диаметр вала в опасном сечении.

- касательные напряжения при кручении:



где - полярный момент сопротивления плоского сечения, - диаметр вала в опасном сечении.

В опасном сечении II-II:

-касательные напряжения при кручении:

где - полярный момент сопротивления плоского сечения, - диаметр вала в опасном сечении (под подшипником).

Определим коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

,

,

где и - пределы выносливости, которые связаны соотношениями (при):, ,и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, и - постоянные составляющие, поскольку напряжения изгиба в валах изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по от нулевому циклу, составляющие циклов определяются формулами:

В опасном сечении I-I:

=

= = .

В опасном сечении II-II:

= = .

K = 1,85 и K = 1,4 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении где расположена галтель (см. табл. VIII), масштабный фактор выбираем по графику на рис. 7, при диаметре вала d=43,75мм , -фактор качества поверхности для шлифованного вала, и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, для среднеуглеродистой стали =0,1 и =0,05.

Таблица VIII

Фактор концентрации	k	k
	в, МПа
Галтель	1,85	2,0	1,4	1,53

Рис. 7

В опасном сечении I:

В опасном сечении II:

,

где масштабный фактор выбираем по графику на рис.7, при диаметре вала

d= 20мм =0,9.

Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.

В опасном сечении I:

В опасном сечении II:

Усталостная прочность входного вала обеспечена.



4.2 Проверка работоспособности подшипников

4.2.1 Проверка работоспособности подшипников, на выходном валу

Из каталога по диаметру цапфы выходного вала 25 мм был подобран радиальный шарикоподшипник легкой серии с паспортной динамической грузоподъемностью В соответствии с расчетной схемой на рис. 5, а реакции в опорах А и В равны, следовательно, радиальная сила в опоре:

Эквивалентная нагрузка при которой данный подшипник выдерживает оборотов:

,

где =1, так как вращается внутреннее кольцо, по условию;, так как в обычных зубчатых передачах температура не выше 100 градусов, для радиальных шарикоподшипников работающих в нормальных условиях , :

,

Долговечность в миллионах оборотов:

млн.об,

где об/мин; ч - по условию.

Динамическая грузоподъемность:

,

где .

Подшипник пригоден, так как:

4.2.2 Проверка работоспособности подшипников, на входном валу

Из каталога по диаметру цапфы выходного вала 20 мм был подобран радиальный шарикоподшипник легкой серии с паспортной динамической грузоподъемностью В соответствии с расчетной схемой на рис. 6, а реакции в опорах А и В равны, следовательно, радиальная сила в опоре:

Эквивалентная нагрузка, при которой данный подшипник выдерживает оборотов:

,

где =1, так как вращается внутреннее кольцо, по условию;, так как в обычных зубчатых передачах температура не выше 100 градусов, для радиальных шарикоподшипников работающих в нормальных условиях , :

,

Долговечность в миллионах оборотов:

млн.об,

где об/мин; ч - по условию.

Динамическая грузоподъемность:

,

где .

Подшипник пригоден, так как:

4.3 Проверка шпонок на смятие

Допускаемое напряжение на смятие считается по формуле:

,

где МПа, , d-диаметр вала, где расположена шпонка.

Шпонка на консоли входного вала:

,

условие выполнено.

Шпонка на выходном валу под колесом:

условие выполнено.

Шпонка на консоли выходного вала:

условие выполнено.



5. Сборка редуктора

5.1 Выбор типа метода смазки

Для смазывания передач при окружной скорости вращения зубчатых колес 0,3 м/c <V <12,5 м/с рекомендуется применять картерную смазку. В корпус редуктора масло заливают так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Кинематическая вязкость масла определяется в зависимости от значений контактных напряжений и скорости вращения колес V в полюсе зацепления. Марка масла определяется в зависимости от значения кинематической вязкости, рекомендуется использовать масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75.

Количество масла, заливаемого в картер, V_м определяется из соотношения (0,2…0,3) л на 1 (кВт) передаваемой мощности. Для проектируемого редуктора получаем: .

Принимаем V_м =0,9 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, которым смазываются детали передачи. При окружной скорости вращения колес брызгами масла покрываются все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.



5.2 Посадки в сопряжениях

Выходной вал

Таблица IX

Сопрягающиеся детали	Посадка	Вид посадки
Шпонка, поз.31-вал,поз.5	Ш	Переходная
Внутреннее кольцо подшипника, поз.38-вал поз.5	Ш	C натягом
Наружное кольцо подшипника в корпусе	Ш	С зазором
Крышка подшипника глухая поз.10	Ш	С зазором
Крышка подшипника проходная поз.9	Ш	С зазором
Втулка, поз.11-вал,поз.5	Ш	С зазором
Манжета, поз.35-вал поз.5	Ш 25f9	С зазором

Входной вал

Таблица X

Сопрягающиеся детали	Посадка	Вид посадки
Внутреннее кольцо подшипника, поз.37-вал поз.4	Ш	C натягом
Наружное кольцо подшипника в корпусе	Ш	С зазором
Крышка подшипника глухая поз.7	Ш	С зазором
Крышка подшипника проходная поз.8	Ш	С зазором
Манжета, поз.36-вал поз.4	Ш 20f9	С зазором



5.3 Порядок сборки редуктора

1. На быстроходный вал-шестерню насаживают шариковые подшипники 204 ГОСТ 8338-75, предварительно нагретые в масле до t = 80…100C.

2. В тихоходный вал закладывают призматическую шпонку ГОСТ 23360-78 со скругленными торцами.

3. Напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала.

4. Надевают распорную втулку и устанавливают шариковые подшипники 205 ГОСТ 8338-75, предварительно нагретые в масле.

5. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора.

6. Надевают крышку корпуса, предварительно шлифуя и покрывая герметиком поверхности стыка крышки и корпуса. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов (ГОСТ 3128-79); затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. Для облегчения разъединения крышки и корпуса при разборке редуктора, рекомендуют применять отжимные болты.

7. В подшипниковых сквозных крышках устанавливают резиновые манжеты. Затем устанавливают все крышки подшипников с комплектом регулировочных прокладок; регулируют тепловой зазор. Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

8. На концы ведущего и ведомого валов редуктора в шпоночные канавки закладывают призматические шпонки (для ведущего вала шпонка ГОСТ 23360-78, для ведомого вала шпонка ГОСТ 23360-78) для закрепления деталей, например, полумуфты и звездочки цепной передачи.

9. Ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

10. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с пробкой-отдушиной и прокладкой; закрепляют крышку болтами.

11. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

12. Производят консервацию и упаковку редуктора.



Заключение

Был спроектирован цилиндрический одноступенчатый редуктор с мощностью на выходном валу с передаточным числом , которое соответствует заданному.

Основные характеристики редуктора:

· Мощность на выходном валу редуктора, кВт

· Мощность на входном валу редуктора, кВт

· Срок службы привода, час t=10000

· Вращающий момент на выходном валу, Н·м

· Вращающий момент на входном валу, Н·м

· Частота вращения выходного вала, об/мин

· Частота вращения входного вала, об/мин

· Межосевое расстояние, мм

· Число зубьев шестерни

· Число зубьев колеса

· Модуль зубьев, мм m=2,5

Особенностями одноступенчатого редуктора с цилиндрическими прямозубыми колесами являются отсутствие реверса, валы устанавливаются в радиальные шарикоподшипники, зазор в подшипниках регулируется с помощью металлических прокладок, которые устанавливаются под крышку подшипника



Список литературы

1. Данилов В.К., Сенчурин Л.П., Половинкина Н.Б., Александров А.Р. Проектирование механических приводов палубных механизмов. Метод. указания к курсовому проектированию - СПб: Изд. СПбГМТУ, 1993. 65 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ.высш. учебн. Заведений. 12 изд. М.: Издательский центр “Академия”, 2009. 447 с.

3. Иванова М.А. Детали машин и основы конструирования. Правила оформления курсовых проектов и расчетно-графических работ: учеб. пособие - СПб: Изд. центр СПбГМТУ, 2013. 87 с.

4. Иванова М.А. Конструирование корпусных деталей и сборка цилиндрического редуктора: методические указания к курсовому проектированию. - СПб: Изд. центр СПбГМТУ, 2016. 31 с.

5. Кривенко И.С. Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора. Метод. указания. СПб: Изд. Центр СПбГМТУ, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...