СодержаниеВведение1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет2 Расчет быстроходной зубчатойпередачи3 Предварительный расчет валов4 Конструктивные размеры шестернизубчатых колес5 Конструктивные размеры корпуса икрышки редуктора6 Проверка прочности шпоночныхсоединений7 Подбор подшипников и проверка ихдолговечности8 Уточненный расчет валов9 Смазка10 Список использованных источников Введение Редуктор - механизм, состоящий иззубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от валадвигателя к валу рабочей машины.Редукторсостоит из корпуса литого чугунного или сварного стального в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Рис. 1 Схемапривода 1.1 КПД привода 951 951 1 951 22 951 3 , где 951 1 0,97 - кпд.ременной передачи 951 2 0,99 - кпд. парыподшипников качения 951 3 0,97 кпд.закрытой цилиндрической передачи лит.1, стр.61 табл.7 951 0,97 0,972 0,97 0,1.2 Требуемая мощность электродвигателяВыбираем электродвигательАО2-41-4 с параметрамиРэ 4 кВт и nd 1450 об мин1.3 Передаточное число привода где 1.4 Передаточное число тихоходнойпередачи Лит.2 стр.3табл.1.3 Тогда для быстроходной передачиПринимаемu1 4 ,тогда 1.5 Частоты вращения и .3 длительной работе угловыескорости валов. n1 nd 1450 об мин1.6 Крутящие моменты на валах Т2 Т1 u1 951 1 951 2 25 4 0,99 0,97 96 Н м Т3 Т2 u2 951 1 3 96 4,75 0,992 447 Н м 2 Расчет зубчатой передачи 2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колесаматериал сталь 45 термообработка улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьевНRC 2.2 Определим межцентровое расстояние из условия контактной прочности зубьев лит.3,стр.189 Принимаем коэффициент лит.3,стр.189 Тогда Пографику IV лит.3,стр.186 табл.12.18 находим при НВ gt 350 и 936 bd 0,8 коэффициент Кн 946 1,22Допускаемыеконтактные напряжения лит.3, стр.185 При поверхностной закалке колес 948 нlimb 1,7 HRC 200 лит3, стр.185 табл.12.4 При 948 нlimb 1,7 47,5 200 1008 МПа Коэффициенты 918 R 0,95 918 V 1 SН 1,1 лит.3,стр.187 Придлительной работе и постоянной нагрузке коэффициент КНL 1 лит3, стр.188 рис.12.20 Тогда Модуль передачи m 0,1 0,2 аW 0,1 0,2 133 1,33 2,66 мм Принимаем m 2 ммСумма зубьев шестерни и колесаЧисло зубьев шестерниПринимаем 918 1 23, тогда 918 2 918 1 u1 23 4,75 109,3Принимаем 110Действительное передаточное числоОкончательное межосевое расстояние 2.3 Размеры шестерни и колесаd1 m z1 2 23 46 ммda1 d1 2m 46 2 2 50 ммd2 m z2 2 110 220 ммda2 d2 2m 220 2 2 224 ммb2 936 ba 945 w 0,315 133 42 ммПринимаем b2 45 ммB1 b2 5мм 45 5 50 мм 2.4 Проведем проверочный расчетзубьев на изгиб лит.3, стр.191 Коэффициент формы зуба при 918 1 23 УF 3,88 лит.3,стр.192табл.12.23 КоэффициентыУ 949 1 и У 946 1 лит.3, стр.193 Окружная скорость в передачеПри этой скорости и 8-й степени точности принято коэффициент КFL 1,2 лит.3,стр.184,табл.12.17 КFV 1,04 лит.3,стр.195,табл.12.5 При коэффициентКF 946 1,25 лит.3,стр.186, табл.12.18 Допускаемое напряжениеизгиба лит.3,стр.194 Для закаленных колес лит.3,стр.195 табл.12.6 Коэффициент динамичности при V 0,18м с и 8-й степениточностиКFV 1,06 лит.3,стр.195табл.12.5 При односторонней нагрузкеКFС 1 лит.3,стр.194 Коэффициент безопасностиSK 1,7 лит.3,стр.194 При длительной работе и постоянной нагрузкеКFL 1 лит.3,стр.194 Прочность передачи достаточна. 3 Предварительный расчетвалов 3.1Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемомунапряжению.3.2 Диаметр выходного конца ведущего валаПридиаметре вала выбранного электродвигателя dЭ 32 мм принимаем d1 24 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d11 30 мм 3.3 Диаметр выходного концаведомого валаПринимаем d2 50 мм, под подшипники d21 55 мм и под ступицу зубчатого колеса d2 733 60 мм 4 Конструктивные размерышестерни зубчатых колес 4.1 Шестерня 918 1выполняется заодно целое с валом 4.2 Колесо 918 2выполняется из поковки.ДиаметрступицыdCT 1,6 d2 733 1,6 60 96 ммПринимаемдиаметр ступицы dСТ 96 ммДлинаступицыlCТ 1,2 d2 733 1,2 60 72 ммТолщинаободаS0 2,5 4 m 2,8Принимаем S10ТолщинадискаC 0,3b2 0,3 45 13,5 ммПринимаемС 15 мм 5 Конструктивные размерыкорпуса и крышки редуктора 5.1 Толщина стенок корпуса икрышки редуктора 948 0,025 945 w 1 0,025 133 1 4,3 ммПринимаем 948 8 ммТолщинафланца корпуса и крышкиb 1,5 948 1,5 8 12 ммТолщинанижнего пояса корпусаp 2,35 948 2,35 8 18,8 ммПринимаем р 20 ммДиаметрфундаментных болтовd1 0,03 0,036 945 w 12 0,03 0,036 133 12 15,45 17,4 ммПринимаем d1 16 ммДиаметрыболтов крепления крышки с корпусомd2 0,05 0,6 d1 0,5 0,6 16 8 10 ммПринимаем d2 10 мм 6 Проверкапрочности шпоночных соединений. 6.1 Для соединений деталей с валами принимаютсяпризматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок сталь 45 нормализованная.Прочностьсоединений проверяется по формуле лит.3,стр.107 6.2 Для соединения шкива ременной передачи с выходным концом ведущего вала при d1 24 мм выбираемшпонку с параметрами b h l 8 7 30 t 4 мм Длястального шкива лит.3,стр.108 6.3 Для соединения зубчатого колеса Z2 при d2 733 60мм выбираем шпонку b h l 16 10 56 t1 6 мм6.4 Для соединения звездочки с выходным концом ведомого вала при d3 50мм выбираем шпонку b h l 14 9 70 t1 5,5 мм6.5 Прочность шпоночных соединений достаточна 7 Подбор подшипников и проверка их долговечности 7.1Выполняем эскизную компоновку редуктора и определяем все необходимые размеры.7.2 Рассмотрим ведущий вал рис.2 Рис. 2 Схема нагрузки ведущего вала. Усилия в зацеплении равны Fr1 Ft1-tg20 5333 0,364 1941HОпределим реакции опор Изгибающие моменты на валу Му А Хв b 2667 60 160020 Н мм МХ В Ув b 971 60 58260 Н мм Кроме усилий в зацеплении на ведущий вал действует консольная нагрузка отременной передачиНа расстоянииlм 0,7d1 50 0,7 24 50 70 ммТ.к. направление силы FM неизвестно, то определим реакцииопор и моменты от них отдельно от других сил.Реакции опор от силы FM МВ RB b 715 60 42400H.ммМА RА lM 1940 70 135800H.ммТ.к. направление силы FM неизвестно, то определим суммарныереакции опор исходя из худшего положения для вала, т.е. направление реакцийсовпадают.Суммарные радиальные реакцииПри диаметре вала d1 30 мм по ГОСТ 8338-75 выбираем шарикоподшипники однорядные тяжелой серии 306 ГОСТ 8338-75 с параметрами d 30мм D 72 мм 946 19 мм С 28100 Н Эквивалентная нагрузка на подшипник лит.3,стр.315 При вращении внутреннего кольца коэффициентV 1 лит.3,стр.315 При спокойной нагрузке коэффициентК 948 1,0 лит.3,стр.316 Осевую нагрузку воспринимает подшипник В см. черт. Для подшипника В получаем при Fa A 0 и Х 1 и У 0Долговечность подшипника В как более нагруженного Для цилиндрических редукторов по ГОСТ 16162-85минимальная долговечность Lh 5000 ч лит.1,стр. 220 Долговечность подшипников достаточна.7.3 Рассмотрим ведомый вал.Рис.3.Схема нагрузкиведомого валаFt1 Ft2 5333HFr2 F r1 1941HРеакции опорИзгибающие моменты.Кроме усилий в зацеплении на ведомый вал действует консольная нагрузка отзвездочкиНа расстоянии от ближайшего подшипникаТ.к. направление силы FM неизвестно, то определим реакцииопор и моменты от них отдельно от других силРеакции опор от силы FMИзгибающие моментыСуммарные радиальные реакции.При диаметре вала d2 55ммвыбираем в качестве опор шарикоподшипники однорядные легкой серии 211 ГОСТ8338-75 с параметрами d 60мм D 100 мм В 20 мм С 43600 Н Для опоры B, как более нагруженной получим Долговечность подшипникадостаточна. 8 Уточненный расчет валов. 8.1 Материал вала - сталь45 термообработка - улучшение, 8.2 Определим запаспрочности, под серединой зубчатого колеса точка С , где действует максимальныйизгибающий момент см. рис. 4 Максимальный изгибающиймомент МКР ТЗ 447000Н мм И концентрация напряжений обусловленашпоночной канавкой. Коэффициенты запасапрочности лит.3,стр.276 При диаметре вала d3 60 мм, масштабные коэффициенты лит.3,стр.279 Для улучшеннойповерхности коэффициент упрочнения лит.3,стр.279 Для стали 45 коэффициент лит.3,стр.279 Коэффициент концентрациинапряжений от шпоночной канавки лит.3,стр.278,табл.16.2 Моменты сопротивления сеченияс учетом шпоночной канавки d 60 мм b 16 мм t 10 мм Напряжение в сеченииДля редукторных валов лит.3,стр.279 Прочность сечения достаточна.Другие сечения не проверяем, как менее нагруженные. 9Смазка 9.1 Смазказацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на10 15мм.При скорости в зацеплении V 0,18м с рекомендуемая вязкость масла лит.1,стр.164,табл.8.8 По табл. 8.10 лит.1,стр.165 выбираем масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-75.9.2 Подшипники смазываем пластичнойсмазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке.
Сорт смазки УТ1. Списокиспользованных источников 1. С.А. Чернавский и др. Курсовоепроектирование деталей машин 1979г.2. Техническая механика методическое указание 1982г.3. П.Г. Гузенков Детали машин 1969г.