Конструирование одноступенчатого редуктора

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Ивановский государственный энергетический университет имени В.И. Ленина

Кафедра теоретической и прикладной механики

Пояснительная записка к курсовому проекту

На тему:

Конструирование одноступенчатого редуктора

Выполнил: Н.М. Попов

студент гр. 2−11

Принял: профессор

А.И. Муницын

Иваново 2014

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 редуктора

7. Проверка долговечности подшипников

8. Второй этап компоновки редуктора

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточнённый расчёт валов

11. Вычерчивание редуктора

12. Посадки основных деталей редуктора

13. Выбор сорта масла Библиографический список

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1 [1, с. 5] примем:

КПД пары конических колес _зп = 0,97;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения _подш = 0,99.

Общий КПД привода

= _зп²_подш = 0,970,99² = 0,951

Требуемая мощность электродвигателя

N_дв = = = 3,365 кВт.

По табл. П1 приложения по требуемой мощности N_дв = 3,365 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А 100 L4 УЗ, с мощностью N₁ = 4 кВт и скольжением 4,7% (ГОСТ 19 523−81). Номинальная частота вращения

n₁ = n_дв^.(1 — s/1000) = 1500−70 = 1430 об/мин.

Угловая скорость щ₁= р^.n₁/30 = 3,14^.1470/30 = 150 рад/с.

Частота вращения на тихоходном валу

n_Т = щ_Т^.30_/р = 31^.30/3,14 = 296 об/мин.

Общее передаточное отношение

u = n₁/ n_Т=1430/296 = 4,83

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 12 289–76 [1, с. 49] u=5.

Номинальная частота вращения на тихоходном валу

n₂= n₁/u=1430/5=286 об/мин.

Отклонение приемлемо Вращающие моменты:

на валу шестерни на валу колеса

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм.). По табл. 3.3 принимаем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса — сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения При длительной эксплуатации коэффициент долговечности К_HL = 1. Коэффициент безопасности примем [S_Н] = 1,15.

По табл. 3.2. предел контактной выносливости при базовом числе циклов = 2НВ + 70.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Для криволинейных колес принимаем расчетное допускаемое контактное напряжение (по формуле (3.10) [1])

МПа.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении шестерни принимаем К_Нв = 1,35 (табл. 3.1 [1]). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию Ш_bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12 289–76).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29) [1])

где для колес с круговыми зубьями К_d = 86.

Принимаем по ГОСТ 12 289–76 ближайшее стандартное значение d_e2= = 225 мм. [1, с. 49].

Число зубьев шестерни примем z₁=25. Число зубьев колеса

z₂ = z₁^.u = 25^.5 = 125.

Отклонение u от заданного (по ГОСТ 12 289–76 отклонение не должно превышать 3%).

Внешний окружной модуль [1, с. 52]

m_te = d_e2/z₂ = 225/125 = 1,8 мм.

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение m_te. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес.

Углы делительных конусов

ctg ₁ = u = 5;

₁ =1118';

₂ = 90 — ₁ = 90 — 1118' = 7842'.

Внешнее конусное расстояние R_е и ширина венца b:

мм;

мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_tez₁=1,8^.25=45 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁ = 2^.(R_e — 0,5b)sin ₁ = 2^.(115 — 0,533)sin 1734' = 38,6 мм.

Коэффициент радиального смещения у шестерни Внешняя высота зуба мм.

Внешняя высота головки зуба шестерни и колеса

h_ae1=m_tecosв (1+x₁)=1,8^.cos35^o(1+0,285)=1,9 мм;

h_ae2=2m_tecosвh_ae1=2^. 1,8^.cos35^o-1,9=1,05 мм.

Внешняя высота ножки зуба шестерни и колеса

h_fe1= h_e— h_ae1= 3,3−1,9=1,4 мм;

h_fe2= h_e— h_ae2= 3,3−1,05=2,25 мм.

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

d_ае1 = d_е1 + 2h_ae1^.cos ₁ = 45 + 21,9cos 1118' = 48,72 мм;

d_ае2 = d_е2 + 2h_ae2^.cos ₂ = 225 + 21,05cos 7842' = 225,95 мм.

Средний окружной и средний нормальный модули зубьев

мм;

мм Здесь принят средний угол наклона зуба =35^о.

Средний делительный диаметр колеса

d₂=z₂^.m=125^.1,5=193,18 мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру Средняя окружная скорость колес

м/с.

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений определяем К_Н = К_Нв^.К_Нб^.К_Нv.

По табл. 3.5 при Ш_bd =0,855, при консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_Нв = 1,32.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между круговыми зубьями К_Нб= 1,03 (табл. 3.4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v = 2,9 м/с К_Нх=1 (табл. 3.6 [1]).

Таким образом, К_Н = 1,32^.1,03^.1 = 1,36.

Проверка контактных напряжений (по формуле 3.28 [1])

Окружная сила Н.

Радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса Н.

Осевая сила для шестерни, равная радиальной для колеса

Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

.

Коэффициент нагрузки K_F= K_Fв K_Fн=1,64^.1=1,64.

Здесь по табл. 3.7 K_Fв=1,64; по табл. 3.8 K_Fн=1,0.

Коэффициент формы зуба Y_F выбираем в зависимости от биэквивалентных чисел зубьев [1, c.53]:

для шестерни

;

для колеса

;

при этом Y_F1 = 3,676 и Y_F2 = 3,6.

Коэффициент Y_в учитывает повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными

Y_в=.

Коэффициент K_Fб учитывает распределение нагрузки между зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем

где n = 7 — степень точности передачи; =1,3 (с. 53 [1]).

Допускаемое напряжение По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ;

для шестерни = 1,8270 = 490 МПа;

для колеса = 1,8245 = 440 МПа.

Коэффициент безопасности

[S_F] = [S_F]'^.[S_F]'' = 1,751 = 1,75,

где: [S_F]' = 1,75 (по табл. 3.9 [1]); для поковок и штамповок [S_F]'' = 1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни МПа; МПа;

для колеса МПа; МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как

.

Проверяем зуб колеса:

МПа < [_F2] = 250 МПа.

2. Предварительный расчёт валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_к1 = Т₁ = 26,710³ Нмм;

ведомого Т_к2 = Т₂ = 12 710³ Нмм.

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении [_к] = 25 МПа (по формуле (8.16) [1])

мм Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя d_дв = 28 мм, принимаем d_в1 = 22 мм.

Диаметр под подшипниками принимаем d_п1 = 30 мм; диаметр под шестерней d_к1 = 20 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала d_в2 определяем при [_к] = 20 МПа мм Примем d_в2 = 32 мм; диаметр под подшипниками d_п2 = 35 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 40 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня.

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка l_ст? b = 33 мм. Примем l_ст = 34 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры: d_ае2 = 225,95 мм; b₂ = 33 мм.

Диаметр ступицы d_ст? 1,6^.d_к2 = 1,640 = 65 мм; длина ступицы l_ст = =(1,21,5) d_к2=(1,21,5) 40=4860 мм; принимаем l_ст = 50 мм.

Толщина обода ₀ = (34)^.m = (34)1,54 = 4,66,2 мм, принимаем ₀ = 8 мм.

Толщина диска С = (0,10,17)^.R_е = (0,10,17)115=11,519,55 мм; принимаем С = 12 мм (по формулам табл. 10.1 [1]).

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

= 0,05^.R_e + 1 = 0,05 115 + 1 = 6,75 мм; принимаем = 8 мм.

₁ = 0,04^.R_е + 1 = 0,04 115 + 1 = 5,6 мм; принимаем ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5^. = 1,58 = 12 мм;

b₁ = 1,5^.₁ = 1,58 = 12 мм;

нижнего пояса корпуса р = 2,35^. = 2,358 = 18,8 мм, принимаем р = 20 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных

d₁ = 0,055R_е + 12 = 0,055 155 + 12 = 18,3 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

d₂ = (0,70,75)^.d₁ = (0,70,75)20 = 1415 мм; принимаем болты с резьбой М16;

болтов, соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,50,6)^.d₁ = (0,50,6)20 = 1012 мм;

принимаем болты с резьбой М12 (по формулам табл. 10.2 и 10.3 [1]).

6. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: для смазывания зацепления применяем брызговики; для подшипников — пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции — разрез по осям валов — на листе формата А2. Наносим осевые линии ведущего и ведомого вала, проводим осевые линии делительных конусов, вычерчиваем колесо и шестерню в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала. Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов подшипники:

для ведущего — роликоподшипники, конические однорядные средней серии;

для ведомого — роликоподшипники, конические однорядные особо легкой серии (табл. П7 приложения [1]):

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для однорядных конических роликоподшипников (формула (9.11) [1])

мм Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f₁ = 43,36 + 16 = 59,16 мм Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала с₁ (1,42,3)^.f₁ = (1,42,3)59,36 = 83,1 136,5 мм Примем с₁ = 90 мм.

Для подшипников 2 007 107 ведомого вала размер мм Определяем замером размер, А — от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А'= А=78,25 мм. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f₂=59 мм c₂=97,5 мм, учитывая, что А' + А = c₂ + f₂.

7. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал Силы, действующие в зацеплении:

F_t=1380 H, F_r1=F_a2=411 H, F_a1=F_r2=309,5 H

Первый этап компоновки дал f₁=59,36 мм, с₁=90 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a, обозначим индексом «2»):

В плоскости xz

Н;

;

Н.

Проверка: R_x2 — R_x1 + F_t = 910 — 2290 + 1380 = 0.

В плоскости yz

Н;

;

Н Проверка: R_у2 — R_у1 + F_r1 = 205 — 616 + 411 = 0.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (по формуле (9.9) [1])

Н;

Н.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21 [1])

S₁>S₂ > P_a1=S₁=669 H;

Р_а2 = S₁ + F_а1 = 669 + 309,5 979 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка (по формуле (9.3) [1])

Н.

Здесь V = К_т = 1, K_б = 1,1(табл. 9.19 и 9.20 [1]).

Для конических подшипников при коэффициент Х = 0,4 и коэффициент Y = 0,78 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Расчетная долговечность, млн. об. (по формуле (9.1) [1])

млн. об.

Расчетная долговечность, ч (по формуле 9.2 [1])

ч, где n = 1430 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка (по формуле (9.4) [1])

Н Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Число рабочих часов редуктора

ч.

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал Из предыдущих расчетов F_t=1380 H, F_a2=411 H, F_r2=309,5 H.

Первый этап компоновки дал f₂=59 мм, с₂=97,5 мм, d₂=193,18 мм.

зубчатый редуктор вал шестерня Реакции опор (нижнюю опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a, обозначим четным индексом «4» и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым»).

Реакции в плоскости xz

Н;

;

Н.

Проверка: -R_x3 + F_t — R_x4= -520 + 1380 — 860 = 0.

В плоскости yz

Н;

;

Н.

Проверка: R_у3 + F_r2 — R_у4 = 137 + 309,5 — 446,5 = 0.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

Н;

Н.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21 [1])

S₄>S₃ > P_a3=S₃=121 H;

Р_а4 = S₃ + F_а2 = 121 + 411 = 532 Н Рассмотрим верхний подшипник.

Отношение, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка (по формуле (9.4) [1])

Н Рассмотрим нижний подшипник.

Отношение, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка (по формуле (9.3) [1])

Н Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники особолегкой серии 2 007 107, то долговечность определим для более нагруженного нижнего подшипника.

Расчетная долговечность, млн. об. (по формуле (9.1) [1])

млн. об.

Расчетная долговечность, ч (по формуле 9.2 [1])

ч, где n = 286 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 2 007 107 приемлемы.

8. Второй этап компоновки редуктора

Вычерчиваем валы с насаженными деталями.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М271,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1ч0,15)^.d_п=(0,1ч0,15)30=3ч4,5 мм; принимаем ее равной 4 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого д_ст = (0,08ч0,12)D = (0,08ч0,12)72 = 5,76ч8,64 мм, где Dнаружный диаметр подшипника; примем д_ст = 8 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной K = 6 мм.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцевым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5ч1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала Ш50 мм, а с другой стороны — в мазеудерживающее кольцо; участок вала Ш40 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо Ш35 упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от Ш40 мм к Ш35 мм смещен на 2−3 мм внутрь зубчатого колеса.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности (по формуле (8.22) [1])

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см]=100ч120 МПа.

Ведущий вал

1) На входном конце (под муфтой):

d_в1=22 мм, bЧh=8Ч7, t₁=4 мм, длина шпонки l=42 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 52 мм, табл. 11.7 [1]), момент на ведущем валу 26,710³ Нмм

МПа <.

2) Под шестерней:

d_к1=20 мм, bЧh=6Ч6, t₁=3,5 мм, длина шпонки l=25 мм (при длине посадочного участка шестерни 34 мм).

МПа <.

Ведомый вал

3) Рассмотрим шпонку под зубчатым колесом:

d_к2 = 40 мм, bЧh = 12Ч8, t₁ = 5 мм, l = 40 мм (при длине ступицы колеса 50 мм), момент на ведомом валу 12 710³ Нмм.

МПа <[у_см].

4) На выходном конце (под муфтой):

d_в2=32 мм, bЧh=10Ч8, t₁=5 мм, длина шпонки l=40 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 50 мм, табл. 11.5 [1]).

МПа <[у_см].

Шпонки: 1) шпонка 8Ч7Ч42; 2) шпонка 6Ч6Ч25; 3) шпонка 12Ч8Ч40; 4) шпонка 10Ч8Ч40 по ГОСТ 23 360–78.

10. Уточнённый расчёт валов

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов — сталь 45 улучшенная; у_в=780 МПа (см. табл. 3.3 [1]).

Пределы выносливости —₁ = 0,43 780 = 335 МПа и —₁ = 0,58 335 = 194 МПа.

Построение эпюр Ведущий вал.

R_x1=2290 Н;

R_y1=616 Н;

R_x2= 910 Н;

R_y2= 205 Н;

F_r1= F_a2 =411 Н;

F_a1= F_r2= 309,5 Н;

F_t= 1380 Н Участок I

M_x = 0; M_y = 0

Участок II

yz: M_x = R_y2· z

xz: M_y = R_x2· z

M_x(А) = 0;

M_x(Б)=205· 90 = 18,45· 10³ Н· мм;

M_y(А) = 0;

M_y(Б) = 910· 90 = 81,9· 10³ Н· мм.

Опасное сечение Г-Г (утончение вала у правого подшипника):

M_x(Г) = 205· 82,25 = 16,9· 10³ Н· мм;

M_y(Г) = 910· 82,25 = 74,9· 10³ Н· мм.

Участок III

yz: M_x = R_y2· zR_y1·(z-c₁);

xz: M_y = R_x2· zR_x1·(z-c₁);

M_x(Б) = 205· 90=18,45·10³ Н· мм;

M_x(В) = 205· (90+59,36)-616·59,36=-5,95·10³ Н· мм;

M_y(Б) = 910· 90=81,9·10³ Н· мм;

M_y(В) = 910· (90+59,36)-2290·59,36=0.

Ведомый вал

R_x3=520 Н;

R_y3=137 Н;

R_x4= 860 Н;

R_y4= 446,5 Н.

Участок I

M_x=0; M_y=0.

Участок II

yz: M_x = R_y3· z

xz: M_y = R_x3· z

M_x(Д) = 0;

M_x(Е) = 137· 97,5 = 13,4· 10³ Н· мм;

M_y(Д) = 0;

M_y(Е) = 520· 97,5 = 50,7· 10³ Н· мм.

Участок III

yz: M_x = R_y3· z+F_r2·(z-c₂) — F_a2· d₂/2;

xz: M_y = R_x3· zF_t·(z-c₂);

M_x(Е) = 137· 97,5- 411· 193,18/2 =-26,3· 10³ Н· мм;

M_x(Ж) = 137· (97,5+59)+309,5·59- 411· 193,18/2=0;

M_y(Е) = 520· 97,5 = 50,7· 10³ Н· мм;

M_y(Ж) 520· (97,5+59)-1380·59 = 0

Опасное сечение И-И (утончение вала под колесом):

M_x(И) = 137· (97,5+21,35)+309,5·21,35- 411· 193,18/2=-16,8·10³ Н· мм;

M_y(И) = 520· (97,5+21,35)-1380·21,35=32,3·10³ Н· мм.

Расчет коэффициентов запаса прочности.

Ведущий вал. Рассмотрим два сечения: 1) под подшипником; 2) под утончением вала у правого подшипника под распорной втулкой.

1) Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

M_y = 81,9· 10³ Н· мм;

М_х = 18,45· 10³ Н· мм.

Суммарный изгибающий момент Н· мм.

Момент сопротивления сечения

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где отношение (см. табл. 8.7 [1]).

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений (формула (8.20) [1])

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (формула (8.19) [1])

где (см. табл. 8.7 [1]); коэффициент = 0,1 — для данной стали.

Коэффициент запаса прочности (формула (8.17) [1])

>[S],

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S]=1,5ч1,7. Учитывая требования жесткости, рекомендовано [S]=2,5ч3. Полученное значение достаточно.

2) Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

M_x = 16,9· 10³ Н· мм;

M_y = 74,9· 10³ Н· мм.

Суммарный изгибающий момент Н· мм Момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где отношение (см. табл. 8.7 [1]).

Полярный момент сопротивления

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где (см. табл. 8.7 [1]); коэффициент = 0,1.

Коэффициент запаса прочности

>[S]

Ведомый вал. Рассмотрим два сечения: 1) под колесом; 2) под утончением вала ниже колеса.

1) Концентрация напряжения вызвана наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

M_x=26,3· 10³ Н· мм;

M_y=50,7· 10³ Н· мм.

Суммарный изгибающий момент Н· мм.

Момент сопротивления сечения (табл. 8.5 [1])

кручению мм³;

изгибу мм³;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям где отношение

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где (см. табл. 8.7 [1]); коэффициент = 0,1.

Коэффициент запаса прочности

>[S].

2) Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

M_x=16,8· 10³ Н· мм;

M_y=32,3· 10³ Н· мм.

Суммарный изгибающий момент Н· мм.

Момент сопротивления сечения

мм³

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где отношение с галтелями (см. табл. 8.2 и 8.8 [1]).

Полярный момент сопротивления

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где (см. табл. 8.2 и 8.8 [1]); коэффициент = 0,1.

Коэффициент запаса прочности

>[S]

Сведем результаты проверки в таблицу:

11. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.

Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.

Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазе-удерживающим кольцом, а с другой — манжетным уплотнителем.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок, установленными между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, установленных между фланцами стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку их технического картона.

Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины.

Контроль уровень масла производят фонарным маслоуказателем. Так как стандартные размеры маслоуказателя такого типа велики для редуктора, выбираем не стандартный маслоуказатель: d=20, D=40, D₁=32, l=8.

Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя коническими штифтами.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М20.

12. Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 по ГОСТ 25 347–82

13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления забрасыванием масла на шестерню и колесо с помощью брызговика.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _н = 456 МПа и средней скорости = 2,9 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 2810^-6 м²/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20 799–75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 9.14 — солидол марки УС-2.

Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/ С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — 3-е изд., перераб. и доп. — М.:ООО ТИД Альянс, 2005. — 416 с.