Навигация
Выберем муфту на тихоходном валу редуктора
31812
знаков
6
таблиц
1
изображение
9.2 Выберем муфту на тихоходном валу редуктора
Поскольку Мкр на тихоходном валу составляет 162Нм, то целесообразно в данном случае выбрать муфту МУВП. В соответствии с данным крутящим моментом и диаметром выходного вала 32мм выбираем муфту с крутящим моментом 8000Нм, условное обозначение которой:
Муфта 250-32-1- У2 ГОСТ 21424-93
Прочность муфты проверяют по формуле:
К1К2К3<Мкр/Мраб.
где К1 - коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К1=1;
К2 - коэффициент учитывающий условия работыК2 =1,0
К3 – коэффициент углового смещения К3=1,0
Мкр – наибольший крутящий момент передаваемый муфтой (250Нм)
Мраб – наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент (162Нм)
В итоге получаем:
1,0<1,5
Условие прочности выполнено.
10 Выбор подшипников на выходном вал
10.1 Предварительный выбор подшипников качения
Т.к передача является цилиндрической прямозубой то вследствие незначительных осевых нагрузок выбираем радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами.
Типоразмер подшипников выбираем по диаметру вала под подшипники.
В данном случае подходит подшипник 12211 ГОСТ28428-90, со следующим основными параметрами:
- размеры (см, рис 10.1)
d=105мм, D=160мм, В=36мм,
- грузоподъёмность:
Cr=468кН,
Сор=310кН,
10.1 Проверочный расчет подшипников
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической Сrp, с базовой Cr, или базовой долговечности L10h, с требуемой Lh.
Сrp < Cr; L10h≥ Lh
Расчетная динамическая грузоподъёмность и базовая долговечность определяются по формулам:
, Н
,ч
где Re – эквивалентная динамическая нагрузка, Н
ω – угловая скорость соответствующего вала;
m –показатель степень: для роликовых подшипников m=3.33.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Re=VRrKбКт;
где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V=1;
Кб – коэффициент безопасности, Кб=1,7;
Кт – температурный коэффициент, Кт=1;
Rr – суммарная реакция подшипника ( выбираем более нагруженный)
Re=1∙56700∙1.7∙1=96390Н
В результате подставляя полученные данные в формулы получим:
В итоге получается, что предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.
11. Определение размеров корпуса редуктора и необходимых конструктивных размеров шестерни выходного вала
11.1 Определение размеров корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, и также воспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распостранёный способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например СЧ 15).
- толщина стенки корпуса:
-конструктивные элементы фланца
В корпусах проектируемых редукторов проектируют 5 фланцев:
1-фундаментный
2 -подшипниковой бобышки
3- соединительный
4- крышки подшипникового узла
5-крышки смотрового люка
Конструктивные элементы фланца определяются в зависимости от диаметра соответствующего крепежного винта (болта), который выбирается в зависимости от главного геометрического параметра редуктора (аw(dв2)), в данном случае:
-d1=M16
-d2=M14
-d3=M12
-d4=M12
-d5=M6
Отсюда определяем такие параметры фланцев, как ширина К, координата отверстии под болт С, диаметр и высота опорной поверхности под болт D0, b0, диаметр отверстия под винт d0. Полученные данные сведём в таблицу.
| d1 | d2 | d3 | d4 | d5 | |
| Ширина, К | 35 | 31 | 26 | 26 | 13 |
| Координата оси отверстия под винт, С | 18 | 16 | 13 | 13 | 16 |
| Диаметр опорной поверхности под головку винта, D0 | 26 | 24 | 20 | 20 | 11 |
| Высота опорной поверхности под головку винта, bc | 21 | 18 | 16 | 16 | 8 |
| Диаметр отверстия под винт, d0 | 18 | 16 | 14 | 14 | 7 |
а) Фундаментный фланец основания корпуса.
Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите). Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырех небольших платиков. Места крепления располагают на возможно большем (но в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L1. Длина опорной поверхности платиков L=L1+b1; ширина b1=2.4d01+1.5δ; высота h1=(2.3...2,4)δ. Проектируемые редукторы кренятся к раме (плите) четырьмя болтами (шпильками), расположенными в нишах корпуса. Размеры ниш высота ниш h01 =(2.0...2,5)d1 при креплении шпильками.
h01=2,5(d1+δ) - болтами. Форма ниши (угловая или боковая) определяется размерами, формой корпуса и расположением мест крепления.
В результате получаем:
L1=920мм
L=920+35=955
b1=2.4∙18+1.5∙10=58.2мм
h1=(2.3...2,4)10=24мм
h01=2,5(16+10)=65мм
б) Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса. Предназначен для соединения крышкии основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов (винтов) на продольных длинных сторонах корпуса.
Подшипниковые стяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L2 друг от друга так чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d02 и d4(при установке горновой крышки подшипникового узла было не менее 3...5 мм, при установке врезной крышки это расстояние выдерживается между стенками отверстия диаметром d02 и отверстия диаметром D0 под выступ крышки. Высота фланца h2 определяется графически исходя из условий размещения головки винта на плоской опорной поверхности подшипниковой бобышки. В цилиндрическом горизонтальном редукторе винт расположенный между отверстиями под подшипники, помещают посередине между этими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек, расположенные на внешних боковых стенках редуктора, для удобства обработки выполняют в одной плоскости.
в) Соединительный фланец крышки и основания корпуса.
Для соединения крышки корпуса с основанием по всему контуру разъема выполняют соединительный фланец. На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса, не соединенных винтами, фланец расположен внутрь корпуса и его ширина К3 определяется от наружной стенки; на продольных длинных сторонах, соединенных винтами d3 фланец располагается: в крышке корпуса наружу от стенки, в основании - внутрь.
Количество соединительных винтов n3 и расстояние между ними L3 принимают по конструктивным соображениям в зависимости от размеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжных винтов. При сравнительно небольшой длине продольной стороны можно принять d3=d2 и h3 = h2 и поставить один-два соединительных вита. При длинных продольных сторонах принимают h3 = 1.5δ=1.5∙10=15мм для болтов. А количество болтов n и расстояние между ними L3 определяют конструктивно.
г) Фланец для крышки подшипникового узла. Отверстие подшипникового узла неразъёмной подшипниковой бобышки закрывается торцовой крышкой на винтах. Параметры присоединительного фланца крышки подшипникового узла
d4=M12
n4=8
д) Размеры фланца смотрового люка определяются конструктивно.
11.2 Конструктивные размеры шестерни выходного вала
Определим геометрические параметры шестерни
Диаметр обода dа=218мм
Толщина обода S=2.2m+0.05b2=2.2∙7+0.05∙100=20.4
Ширина обода b2=100мм
Внутренний диаметр ступицы d=115мм
Диаметр наружный ступицы dcт=1.3d=1.3∙115=150мм
Длина ступицы lcт=1.2d=1.2∙115=140мм
Толщина диска С=0.5(S+δcт)= 0.5(20.4+17.5)=20мм
Радиусы скруглений R≥6мм
12 Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении 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.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.
Т.к. контактные напряжения в зубчатых передачах редуктора состовляют до 659МПа, а окружные скорости зубчатых колес до 4.5м/с то целесообразно выбирать смазку Ц-Г-С-68
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну 
, наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.
В результате получаем , что редуктор можно заполнить смазкой Ц-Г-С 68, на уровень:
Выводы
В курсовой работе были рассмотрены принцип действия и конструкция трёхступенчатого редуктора. Были расчитаны: тихоходнапя ступень редуктора в т.ч. зубчатое зацепление и тихоходный вал. Был произведен выбор зубчатой и втулочно- пальцевой муфт, подшипников и шпонки.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М: Высшая шк В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.
2. В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.
3. В.И. Анурьев – Справочник конструктора–машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.
4. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.
5. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.
6. М.И. Анфимов – Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.
Похожие работы
... по ступеням и определить силовые и скоростные параметры на валах привода 1.2 Расчетная схема Рисунок 1.1 - Схема для расчета привода пластинчатого конвейера 1.3 Данные для расчета Таблица 1.1 – Данные для расчета привода пластинчатого конвейера Рвых. ,кВт 6 Uобщ. 35 Цилиндрическая передача I прямозубая Цилиндрическая передача II прямозубая Рама Сварная Смазка ...
... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...
... при проектировании машины, т.е. соответствия этого выбора действующей нормативной документации (НД). 3. Построение компоновки цилиндрического двухступенчатого редуктора Задачей курсовой работы является построение и параметризация компоновочного чертежа многоступенчатого редуктора, поэтому кинематические расчеты производиться не будут и за основу взята модель ранее спроектированного редуктора. ...
... возвращается в исходное положение без слитка, статический момент направлен по угловой скорости вращения кривошипа Мст определится выражением: По данным формулам расчет выполнен в программе Mathcad 12 (приложение 3). Результаты сводим в таблицу 3. 4.2 Расчёт динамического момента Приведенный к оси кривошипа момент инерции для положений механизма 0<φ< π, т.е для точек ...
0 комментариев