Проектирование редуктора
Проектирование редуктора
МИНИСТЕРСТВО
ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
СРЕДНЕГО
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«БЕЛОГОРСКИЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ
ПИЩЕВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ»
КУРСОВОЙ
ПРОЕКТ
Дисциплина:
Детали машин
Тема:
Проект привода с зубчатым цилиндрическим одноступенчатым редуктором к ленточному
конвейеру. Тяговая сила ленты F=2,5 кН; скорость ленты V=1,5 м/с; диаметр барабана D=260 мм; допускаемое отклонение
скорости ленты δ=6%; срок службы привода Lc=6 лет.
Выполнил: Мальковский
Вячеслав
Преподаватель: Дзюба
В.П.
Белогорск
2008
МИНИСТЕРСТВО
ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
СРЕДНЕГО
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«БЕЛОГОРСКИЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ТЕХНИКУМ
ПИЩЕВОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ»
ЗАДАНИЕ
на
курсовой проект по специальности 150411
Монтаж
и техническая эксплуатация промышленного оборудования пищевых производств
Студенту: Мальковскому
Вячеславу
Группа: 31М
Выполнить
курсовой проект на тему: Проект привода с зубчатым цилиндрическим
одноступенчатым редуктором к ленточному конвейеру. Тяговая сила ленты F=2,5 кН; скорость ленты V=1,5 м/с; диаметр барабана D=260 мм; допускаемое отклонение
скорости ленты δ=6%; срок службы привода Lc=6 лет.
СОДЕРЖАНИЕ
ПРОЕКТА
Расчетно-пояснительная
записка
ВВЕДЕНИЕ
1. Выбор
электродвигателя и кинематический расчет
2. Расчет
клиноременной передачи привода
3. Расчет
зубчатых колес редуктора
4. Предварительный расчет валов редуктора
5. Конструктивные
размеры шестерни и колеса
6. Конструктивные
размеры корпуса редуктора
7. Первый этап
компоновки редуктора
8. Проверка
долговечности подшипников
9. Проверка
прочности шпоночных соединений
10. Проверочный
расчет ведомого вала
11. Подбор и
проверочный расчет муфты
12. Посадки
зубчатого колеса и подшипников
13. Смазка редуктора
14. Сборка редуктора
Графическая часть
проекта
Лист 1 Сборочный
чертёж редуктора на формате А1.
Лист 2 Рабочие
чертежи вала-шестерни и колеса на формате А3.
Дата выдачи
задания « » 2008г.
Срок окончания « »
2008г.
Председатель
предметной комиссии ________________
Руководитель
курсового проекта ___________________
Содержание
ВВЕДЕНИЕ 4
1. Выбор
электродвигателя и кинематический расчет 6
2. Расчет
клиноременной передачи привода 10
3. Расчет
зубчатых колес редуктора 14
4. Предварительный расчет валов редуктора 22
5. Конструктивные
размеры шестерни и колеса 24
6. Конструктивные
размеры корпуса редуктора 25
7. Первый этап
компоновки редуктора 28
8. Проверка
долговечности подшипников 29
9. Проверка
прочности шпоночных соединений 33
10. Проверочный
расчет ведомого вала 35
11. Подбор и проверочный
расчет муфты 38
12. Посадки
зубчатого колеса и подшипников 39
13. Смазка редуктора 39
14. Сборка редуктора 40
Список литературы
42
Введение
В народном
хозяйстве широко используются различные конструкции приводов. Привод –
электросиловое устройство, приводящее в движение машину или механизм. Привод
состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления.
Источником энергии служит двигатель (тепловой, электрический, пневматический,
гидравлический и т.д.) или устройство отдающее заранее накопленную энергию
(пружинный, инеционный, гиревой механизм и др.). В некоторых случаях привод
осуществляется за счет мускульной силы (например, в ручных лебёдках, в
некоторых счетных, бытовых и других механизмах и машинах-арифмометрах, швейных
машинах, велосипедах).
По характеру
распределения энергии различают групповой, индивидуальный и многодвигательный
привод. В групповом приводе движение от одного двигателя передается группе
рабочих машин или механизмов через одну или несколько трансмиссий. Вследствие
технического несовершенства групповой привод почти вытеснен индивидуальным.
Привод, в котором каждая рабочая машина имеет собственный привод с передачей,
позволяет работать при наиболее выгодной частоте вращения, производить быстрый
пуск и торможение, осуществлять реверсирование. В многодвигательном приводе
отдельные рабочие органы машины приводятся в движение самостоятельно двигателем
через собственную систему передач. Такой привод позволяет получать компактную
конструкцию машины, применять автоматическое управление; он используется в
сложных металлорежущих станках, прокатных станах, подъемно-транспортных машинах
и др.
Переход к
обслуживанию машин (станков, кузнечно-прессового и другого оборудования)
индивидуальным и многодвигательным приводом дал возможность располагать рабочие
машины в необходимой последовательности и подготовить условия для развития в
промышленности массового производства. Объединение электропривода с
машиной-орудием позволило создать станки-авиоматы, а затем автоматические
системы машин. Электропривод получил также широкое применение в коммунальном и
бытовом обслуживании (швейные, кухонные машины, электробритвы). В приводе
транспортных машин ведущая роль сохранается за ДВС (в автомобилях, тепловозах,
теплоходах), газовыми турбинами (в самолетах, газотурбовозах), ядерными
силовыми установками (на подводных лодках, военных кораблях, ледоколах).
Для привода
определенной машины по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и
передаточному числу без указания конкретного назначения проектируют редуктор.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответсвенно, повышение
вращающео момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор – это
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. Перечисленные механизмы
являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
1.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
1.1.
Расчет общего КПД привода
, (1.1)
где - КПД всего привода;
- КПД ременной передачи;
- КПД пары цилиндрических зубчатых колес;
- коэффициент, учитывающий потери в
опорах двух валов редуктора;
- коэффициент, учитывающий потери в опорах
вала приводного барабана.
=0,894
1.2.
Определение мощности на валу барабана
, (1.2)
где Pб- мощность на валу барабана, кВт;
Fл – тяговая сила ленты, кН;
- скорость движения ленты, м/с.
=3,75 кВт
1.3.
Требуемая мощность электродвигателя
, (1.3)
где Ртр –
требуемая мощность электродвигателя, кВт;
Рб – мощность на
валу барабана, кВт;
- КПД общего привода.
=4,2 кВт
1.4.
Угловая скорость барабана
, (1.4)
где - угловая скорость барабана,
рад/с;
- скорость движения ленты, м/с;
Дб – диаметр
барабана, м.
=11,5 рад/с
1.5.
Частота вращения барабана
, (1.5)
где nб – частота вращения барабана,
об/мин;
- угловая скорость барабана, рад/с.
=109,87 об/мин
Выбираю двигатель
марки 4А132М8 Р=3 кВт, n=750 об/мин, S=4,1%, Тn/Tн=1,8.
1.6.
Номинальная частота вращения двигателя
nдв=n-s ,
(1.6)
где nдв – номинальная частота вращения
двигателя, об/мин;
n– синхронная частота вращения,
об/мин;
s – скольжение, %.
nдв=750-(750·4,1)/100=719,25 об/мин
1.7.
Угловая скорость двигателя
, (1.7)
где угловая скорость двигателя, рад/с;
nдв – номинальная частота вращения.
=74 рад/с
1.8.
Значение частных передаточных отношений
Для клиноременной
передачи iр.п=2÷4; iр=3÷6;
iобщ= iр·iр.п, (1.8)
iобщ= (3÷6)·(2÷4)=6÷24
Проверка общего
передаточного отношения
,
где i – передаточное отношение;
- угловая скорость, рад/с;
- угловая скорость барабана, рад/с.
=6,4
iр.п =2,6; iр=3
Принимаю i=8; ир=3,55; ирп=2,24
1.9.
Частота вращения и угловые скорости валов редуктора, и приводного барабана по
кинетической схеме
двигатель→муфта→барабан
конвейера
Для вала
двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)
n1=nном.дв,
,
n1=719,25 об/мин,
ω1=74 рад/с.
Для быстроходного
вала редуктора (вал шестерня, он же ведомый вал клиноременной передачи)
n2=nдв/ир.п, (1.11)
где n2 – частота вращения быстроходного
вала редуктора, об/мин;
nдв – номинальная частота вращения
двигателя, об/мин;
ир.п –
передаточное число ременной передачи.
n2 =719,25/2,24=321 об/мин
, (1.12)
где - угловая скорость быстроходного
вала редуктора, рад/с.
=33 рад/с
Для тихоходного
вала редуктора (колесо)
n3=n2/ир,
(1.13)
где n3 - частота вращения колеса об/мин.
n3= 321/3,55=90,5 об/мин
, (1.14)
где - угловая скорость колеса, рад/с;
=9,3 рад/с
Для ленточного
конвейера (барабан)
nб=n3;
.
n3=90,5 об/мин
ω3=9,3 рад/с
1.10.
Вращающие моменты на валах привода
Вращающий момент
на валу двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)
,
(1.15)
где Тдв –
вращающий момент на ведущем валу, Н·м;
Ртр – требуемая
мощность электродвигателя;
- угловая скорость, рад/с.
=50,67 Н·м
Вращающий момент
на быстроходном валу редуктора (он же ведомый вал клиноременной передачи)
Т1=Тдв·Ир.п·,
(1.16)
где Т1- вращающий
момент на ведомом валу, Н·м;
Ир.п –
передаточное число клиноременной передачи;
- КПД ременной передачи с учетом потерь в
подшипниках.
Т1= 50,67·2,24·0,97·0,99=108,9
Н·м
Вращающий момент
на тихоходном валу редуктора
Т2= Т1·Ир.·,
(1.17)
где Т2 –
вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Т1 – вращающий
момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
Ир. –
передаточное число редуктора;
- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в
подшипниках.
Т2= 108,9·3,55·0,96·0,99=367,42
Н·м
Для вала барабана
ленточного конвейера
Т3= Т2 · ,
(1.18)
где Т3 –
вращающий момент ленточного конвейера, Н·м;
Т2 – вращающий
момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
- коэффициент потерь в муфте.
Т3= 367,42·0,98=360
Н·м
2.
Расчет клиноременной передачи привода
Из
кинематического и силового расчета выписываем данные для расчета
Т1=Тдв,
где Т1 –
вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи
Ир.п.=i/iр.п.,
nдв=n-s.
Т1=Тдв =108,9Н·м;
Ир.п.=2,24;
nдв=719,25 об/мин
2.1.
Выбор сечения ремня по номограмме по и nдв=n-s
Ртр=3,75 кН
nдв=719,25 об/мин
Выбираю ремень
сечения Б
2.2.
Диаметр меньшего шкива
, (2.1)
где d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
Т1 – вращающий
момент ведущего вала клиноременной передачи Н·м.
=124÷179 мм
Принимаю d1min=125 мм
2.3.
Диаметр большого шкива
d2=d1·Ир.п.(1-ε), (2.2)
где d2 – диаметр большого шкива, мм;
Ир.п. –
передаточное число клиноременной передачи;
ε =0,015 –
скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением.
d2=125·2,24· (1-0,015)=275,8 мм
Подбираю диаметр
шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73
d2=280 мм
2.4.
Уточнение передаточного отношения
, (2.3)
=2,274
Отклонение
действительного передаточного числа от ранее заданного составляет < 3%, (2.4)
где ΔИ –
отклонение действительного передаточного числа;
Иф- фактическое
передаточное число;
И – передаточное
число клиноременной передачи, с формулы (1.10).
=1,5%< 3%
2.5.
Ориентировочное значение межосевого расстояния
,
(2.5)
где Т0 – высота
сечения ремня, мм (таблица 2,2);
аmin – межосевое расстояние минимальное,
мм;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большого шкива, мм.
=233,25 мм
(2.6)
где аmax – максимальное межосевое
расстояние, мм;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм.
Примечание ар - среднее
между аmax и аmin.
ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм
где L – длина ремня, мм;
ар – межосевое
расстояние, мм;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм.
=1690,6 мм
Принимаю длину
ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80
L=1600 мм
2.7.
Уточнение межосевого расстояния
, (2.8)
где W=0,5π(d1+d2), мм; (2.9)
y=(d1-d2)2, мм;
(2.10)
W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;
y=(125-280)2=24025 мм2.
=
=475,763 мм
При монтаже передачи
необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на
шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных
ремней.
2.8.
Определение угла обхвата меньшего шкива
, (2.11)
где α1 –
угол обхвата меньшего шкива;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм;
ар – межосевое
расстояние, мм.
=161,43º
2.9.
Определение необходимого числа ремней
,
(2.12)
где Р - требуемая
мощность электродвигателя, кВт;
Р0 – мощность
допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;
СL – коэффициент, учитывающий влияние
длины ремня;
Ср – коэффициент
режима работы;
Сα –
коэффициент угла обхвата;
Сz – коэффициент учитывающий число
ремней в передачи
=3,04
Принимаю число
ремней Z=3
2.10.
Определение натяжения ветви ремня
(2.13)
где Р – из
формулы 1.3
F0 – натяжение ветви ремня, Н;
θ -
коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2
θ=0,18.
Расчетная
скорость ремня
(2.14)
где υ –
скорость ремня, м/с;
d1 – диаметр меньшего шкива, м;
ω1 – угловая
скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).
=4,625 м/с
=226,32 Н
2.11.
Определение силы, действующей на валы
, (2.15)
где Fв – сила действующая на валы, Н;
F0 – натяжение ветви ремня, Н;
Z – число ремней;
α1 – угол
обхвата меньшего шкива.
=1340,13 Н
2.12.
Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80
, (2.16)
где В – ширина
обода шкива, мм;
Z – число ремней.
=
=63 мм
Принимаю шкивы
клиноременной передачи из СЧ15
3.
Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании
на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор
материала произвожу со средним механическими характеристиками.
Принимаю материал
Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230
3.1.
Допускаемое контактное напряжение
,
(3.1)
где - допускаемое контактное
напряжение МПа;
GHlimb – предел контактной
выносливости при базовом числе циклов;
КНL – коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности.
GHlimb=2НВ+70,
(3.2)
Для шестерни
,
(3.3)
где - допускаемое контактное
напряжение МПа;
НВ – твердость
шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=481 МПа
Для колеса
,
(3.4)
где - допускаемое контактное
напряжение МПа;
НВ2 – твердость
шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=427 МПа
Расчетное
допускаемое напряжение
,
(3.5)
Требуемое условие
=408,6 МПа
3.2.
Определение межосевого расстояния
,
(3.6)
где - межосевое расстояние, мм;
Ка =43;
ир – передаточное
число редуктора (из стандарт. ряда);
Т2 – вращающий
момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Кнв –
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
колеса;
ψва –
коэффициент ширины венца,
Принимаю ψва=0,25
по ГОСТ2185-66;
Кнв=1,2.
=184,47мм
3.3.
Определение нормального модуля зацепления
mn=(0.01-0.02)· , (3.7)
где mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм (из формулы
3.6).
mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.
Принимаю
межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм
Принимаю mn=3,5 мм
3.4.
Определение числа зубьев шестерни и колеса
Предварительно принимаю
угол наклона зубьев β=10°
,
(3.8)
=21,2
Принимаю число
зубьев шестерни z1=20
z2= z1 ·up, (3.9)
z2= 20 ·3,55=71
Уточнение
значения угла наклона зубьев.
,
(3.10)
где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;
mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм.
=0,884
3.5.
Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры
делительные
(3.11)
где d1-делительный диаметр шестерни, мм.
=79 мм
(3.12)
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
=281мм
Проверка ==180 мм (3.13)
Диаметры вершин
зубьев
dа1 = d1+2· mn,
(3.14)
где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни,
мм.
dа1 =71+2·3,5=78 мм
dа2 = d2+2· mn,
(3.15)
где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни,
мм.
dа2 =281+2·3,5=288 мм
Диаметры впадин
шестерни и колеса.
df1 = d1-2,5· mn,
(3.16)
где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.
df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм
df2 = d2-2,5· mn ,
(3.17)
где df2 – диаметр впадин колеса, мм.
df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм
Ширина колеса
b2 = ψba·aω ,
(3.18)
где b2 – ширина колеса, мм;
- межосевое расстояние, мм;
ψва – коэффициент
ширины венца.
b2 = 0,25·180=45 мм
Ширина шестерни
b1= b2 +5 мм, (3.19)
где b1 – ширина шестерни, мм;
b2 – ширина колеса, мм.
b1= 45 +5=50 мм
3.6.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
,
(3.20)
где ψbd – коэффициент ширины шестерни;
b1 – ширина шестерни, мм;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=0,63
3.7.
Определение окружной скорости колес
,
(3.21)
где υ –
окружная скорость колес, м/с;
ω2 - угловая
скорость, рад/с;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=1,303 м/с
3.8.
Определение коэффициента нагрузки
Кн= Кнβ·
Кнα· Кнυ, (3.22)
Кн= 1,02· 1· 1,05
=1,071
3.9.
Проверка контактного напряжения
, (3.23)
где σH – контактное напряжение, МПа;
- межосевое расстояние, мм;
Т2 – вращающий
момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
КН – коэффициент
нагрузки;
– передаточное число редуктора.
=383,5 МПа
Примечание ,
Условие прочности
выполнено
3.10.
Действующие силы в зацеплении
Окружная ,
(3.24)
где Ft – окружная действующая сила, Н;
Т1 – вращающий
момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=2756,96 Н·м
Радиальная ,
(3.25)
где Fr – радиальная действующая сила, Н;
α – угол
зацепления в нормальном сечении принимается 20°;
β – угол наклона
зубьев по расчету.
=1134,9 Н·м
Осевая Fa= Ft ·tgβ,
(3.26)
где Fа – осевая действующая сила, Н.
Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м
3.11
Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба
, (3.27)
где σF – выносливость зубьев, МПа;
Ft – окружная действующая сила, Н;
mn – нормальный модуль зацепления, мм.
Коэффициент
нагрузки
КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38;
(3.28)
YF – коэффициент учитывающий форму зуба
и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ
У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;
У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;
Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;
Определение
коэффициентов YВ и КF2
, (3.29)
=0,94
,
(3.30)
где ε2 –
коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;
n – степень точности колес.
=0,916=0,92
Допускаемое
напряжение при проверке на изгиб
, (3.31)
где допускаемое напряжение на изгиб, МПа;
- предел контакта выносливости, МПа;
- коэффициент безопасности.
Коэффициенты
безопасности
=,
По таблице
3.9.Л.1. =1,75 для стали 45
улучшенной;
=1,0 для штамповок и отливок.
==1,75
Допускаемые
напряжения
для шестерни - формула (3.31);
для колеса - по формуле (3.31).
=237 МПа
=206 МПа
Определяем
отношение /YF
для шестерни /YF1;
для колеса /YF2.
/YF1=237/4,09=57,9 МПа
/YF2=206/3,61=57 МПа
Дальнейший расчет
веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем
прочность зуба колеса.
,
=72,69 МПа
72,69 МПа≤206
МПа
Условие выполнено
4. Предварительный
расчет валов редуктора
Предварительный расчет проводят на кручение по
пониженным допускаемым напряжением.
4.1.
Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий – быстроходный вал)
, (4.1)
где dB1 - выходной конец вала редуктора;
Tk1 - крутящий момент, Н·м;
[ τ ] - допускаемое напряжение на
кручение, МПа.
Так как ведущий
вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи, допускаемое
напряжение на кручение принимается [ τк ]
=29,47 мм
Принимаю dB1=30 мм
На выходной конец
вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное
уплотнение dВ1у (необходимо оставить
высоту буртика ≈ 1…3 мм для упора торца шкива ременной передачи).
dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм
Шестерня
выполняется за одно целое с валом.
4.2.
Диаметр выходного конца вала (ведомый-тихоходный вал редуктора)
, (4.2)
где dВ2 - Диаметр выходного конца вала.
=40,45 мм
Так как редуктор
соединен муфтой с валом барабана ленточного конвейера, то необходимо
согласовать диаметры выходного конца вала барабана и редуктора.
Принимаю dВ2 =45 мм
Принимаю:
1.
диаметр
вала под манжетное уплотнение dВ2у =45
мм;
2.
диаметр
вала под подшипник dВ2n =50 мм;
3.
диаметр
вала под посадку ступицы зубчатого колеса dk2=55 мм
диаметры
остальных участков валов назначить исходя из конструктивных соображений при
компоновке редуктора.
Рис. 4.2.
Вал-шестерня
5.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняю
за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.
d1=79 мм; da1=78 мм; df1=62,25 мм; b1=50 мм;
d2=281 мм; da2=288 мм; df2=272,25 мм; b2=45 мм.
5.1.
Диаметр ступицы
dст=1,6·dК2, (5.1)
где dст – диаметр ступицы , мм;
dК2 – диаметр колеса, мм.
dст=1,6·55=88 мм
5.2.
Длина ступицы
lст = (1,2-1,5) ·dк2, (5.2)
где lст – длина ступицы, мм.
lст = (1,2-1,5) ·55=66-82,5 мм
Из конструктивных
соображений принимаю lст =50 мм
5.3.
Определение толщины обода колеса
δ= (2,5-4)· mn, (5.3)
где δ -
толщина обода, мм.;
mn – нормальный модуль, мм.
δ= (2,5-4)·
3,5=8,75-14 мм
Принимаю
δ=14 мм
5.4.
Принять толщину диска
с = 0,3·b2, (5.4)
где с – толщина
диска, мм;
b2 – толщина колеса, мм.
с = 0,3·40=12 мм
Диаметр отверстий
в диске конструктивно, но не менее 15 -20мм.
Принимаю 20 мм
6.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус и крышку
редуктора изготовить литьем из серого чугуна
6.1.
Толщина стенок корпуса и крышки
Для стенок
корпуса
δ = 0,025 ·
аω + 1, (6.1)
где δ –
толщина стенок корпуса, мм;
аω – межосевое расстояние, мм.
δ = 0,025 ·
аω + 1=0,025·180+1=5,5 мм
Для стенок крышки:
δ 1 = 0,02 ·
аω + 1, (6.2)
где δ1-толщина
стенок крышки, мм.
δ 1 = 0,02 ·
180 + 1=3,6 мм
Принимаю δ 1
=8 мм, δ =8 мм
6.2.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Для верхнего
пояса корпуса:
В = 1,5 · δ,
где В – толщина
верхнего пояса, мм.
В = 1,5 · 8=12 мм
Для пояса крышки
В1 = 1,5·δ1,
(6.3)
где δ1 –
толщина нижнего пояса крышки, мм.
В1 = 1,5·8=12 мм
6.3.
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
Р = 2,35 · δ.
(6.4)
Р = 2,35 · 8=18,8
мм
Принимаю Р =19 мм
6.4.
Толщина ребер жесткости корпуса редуктора
m =(0,85÷1)·δ, (6.5)
где m – толщина ребер основания корпуса,
мм.
m =(0,85÷1)·8=6,8÷8 мм
Принимаю m =8 мм
6.5.
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036) · аω + 12, (6.6)
d1=(0,03÷0,036) · 180 + 12=16,8÷17,76
мм
Принимаю резьбу
болта М20 по ГОСТ 9150 – 59
6.6.
Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к
фундаменту)
К2 > 2,1·d1, (6.7)
К2 >
2,1·20=40,2 мм
Из конструктивных
соображений принимаем 41 мм
6.7.
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора
d3= (0,5÷0,75)·d1, (6.8)
d3= (0,5÷0,75)·20=10÷15
мм
Принимаю резьбу
болтов М10 по ГОСТ 9150 – 59
6.8.
Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2=(0,7÷0,75)·d1,
d2=(0,7÷0,75)·20=14÷15
мм
Принимаю резьбу
болтов М16 по ГОСТ 9150 – 59
6.9.
Диаметр болтов для крепления крышек подшипника к редуктору.
dn = (0,7÷1,4) · δ, (6.10)
dn = (0,7÷1,4) · 8=5,6÷11,2
мм
Принимаю dn=10 мм для быстрого и тихоходного
валов по ГОСТ 9150–59
7.
Первый этап компоновки редуктора.
Компоновочный
чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке
редуктора в масштабе 1:1.
Примерно
посредине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую
линию, затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aω=180 мм.
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= 1,2·δ=1,2·8=9,6
мм, принимаю А1=10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем
зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8
мм;
в) принимаем
расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой
корпуса А=δ=8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется
больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно
намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников
выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Габариты подшипников
заносим в таблицу 7.1.
Таблица 7.1
Габариты подшипников.
| 
