Технический проект.

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема привода 4

2. Эскизный проект 4

2.1 Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода. 4

2.2. Выбор материала зубчатой или червячной передачи. Определение до пускаемых напряжений. 7

2.3.Расчет закрытой передачи. 11

2.4. Расчёт открытой передачи. 13

2.5.Проектный расчёт валов. Подбор подшипников качения. Конструирование колёс. 15

2.6.Выполнение эскизной компоновки.

2.7. Подборка призматических шпонок. Проверка прочности шпоночных соединений. 20

2.8. Определяем реакции в подшипниках и моментов в опасных сечениях валов. 22

2.9.Проверочный расчёт подшипников 29

2.10. Проверочный расчёт валов. 31

3. Технический проект. 34

3.1. Конструирование корпуса редуктора,его узлов и деталей. 34

3.2. Выбор смазки редуктора. Конструирование элементов системы смазки (крышка-отдушина,маслоукозатель,сливная пробка). 36

3.3. Комплектация и оформление пояснительной записки в соответствии с требованиями ЕСКД.

4.Графическая часть.

4.1. Сборочный чертёж редуктора. Составление спецификации.

4.2. Деталировачные чертежи зубчатого или червячного колеса,быстроходного и тихоходного валов.

Приложение А – Эскизная компоновка

Приложение Б – Эпюры моментов для валов редуктора

Введение.

В состав привода ленточного транспортера входят электродвигатель, двухступенчатый конический редуктор, который соединяется с электродвигателем с помощью упругой муфты (в соответствие с кинематической схемой). Тихоходный вал редуктора соединяется с приводным валом с помощью муфты зубчатой.

Редуктор – это механизм, состоящий из одной или нескольких зубчатых передач, помещенных в отдельный герметичный корпус, работающих в масляной ванне. Редуктор предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Проектируемый редуктор – двухступенчатый конический горизонтальный. Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей быстроходной и тихоходной передач, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторных пар, подшипниках. У редуктора предусмотрен разъемный корпус, изготовленный литьем из серого чугуна.

1. Техническое задание.

1. Мощность рабочей машины. кВт 3,65

2. Угловая скорость выходного вала

Привода.1/с 20,5

3.Ресурс работы редуктора. часов 15000

1.Кинематическая схема привода.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода ленточного транспортера.

2.Эскизный проект

2.1. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода.

2.1. Подбор электродвигателя.

(1)

2.2 Определяем общий КПД привода по формуле:

(2)

где - КПД муфты

- КПД закрытой передача

- КПД открытой передачи

Следовательно,

Условие пригодности электродвигателя: (3)

Значение номинальной мощности выбираем из таблицы К9, [2, стр. 406]

Р_НОМ = 5,5 кВт.

Частота вращения приводного вала конвейера, об/мин:

(4)

Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням.

Передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Р_НОМ приводится в таблице 1.

Таблица 1. Диапазон мощностей трехфазных асинхронных двигателей серии А [2, стр. 406]

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Номинальная частота вращения, об/мин	Частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин	Передаточное число привода
4A100L2Y3	5,5		195,8	14,9
4A112M4Y3	5,5	1450	195,8	7,4
4A132S6Y3	5,5		195,8	4,8
4A132M80Y3	5,5		195,8	3,6

Наиболее предпочтительным является двигатель 4A112M4Y3 c пара- метрами: номинальная мощность Р_НОМ = 5,5 кВт, номинальная частота вращения n_НОМ = 1450 об/мин, диаметр выходного вала d₁ = 24 мм [2. стр. 407, табл.К9, К10].

Определение кинематических и силовых параметров привода.

Мощность электродвигателя, кВт:

Мощность на быстроходном валу редуктора, кВт:

(6)

Мощность на промежуточном валу редуктора, кВт:

(7)

Частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин: (8)

Частота вращения промежуточного вала редуктора, об/мин:

(9)

Угловая скорость выходного вала электродвигателя, с^-1:

(10)

Угловая скорость быстроходного вала редуктора, с^-1:

(11)

Угловая скорость промежуточного вала редуктора, с^-1:

(12)

Крутящий момент на выходном валу электродвигателя, Н*м:

(13)

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н*м:

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора, Н*м:

2.2. Выбор материала зубчатой передачи. Определение до пускаемых напряжений.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Разность твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала не более 350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ_1ср – НВ_2ср=20…50.

Для шестерни выбираем сталь 45 с термической обработкой улучшением до твердости 269…302 НВ

Средняя твердость НВ₁ = 269+302/2=285,5 [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел прочности [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел текучести [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Для колеса выбираем сталь 45 с термической обработкой улучшением до твердости 235…262 НВ

Средняя твердость НВ₂ = 235+262/2=366 [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел прочности [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел текучести [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, Н/мм²

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы редуктора:

; (14)

Коэффициент долговечности для зубьев колеса

, т.к.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм²:

(15)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

(16)

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни

(17)

Для всех сталей N_FO1 = 4*10⁶ циклов, следовательно , т.к. .

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм².

(18)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

(19)

Коэффициент долговечности для зубьев колеса

(20)

Т.к. , то

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм².

(21)

2.3 Расчет конической зубчатой передачи.

Рисунок 2 – Геометрические параметры конической зубчатой передачи.

Определить внешний делительный диаметр колеса, мм:

(22)

где Т₂ = 88,9Н*м (п.2.3)

[s]_H2 = 514,3 Н/мм² (п.3.1)

iзп= 2,5 (п.2.2)

К_Hb=1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по

ширине зубчатого венца колеса [2, стр. 61]

q_Н =1– коэффициент вида конических колес [2, стр. 68]

Следовательно,

Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до большего числа по числовому ряду Ra40, (ГОСТ 2185-66): [2, стр. 326].

Определить углы делительных конусов шестерни и колеса, град.:

для колеса: d₂=arctg i_зп (23)

где i_зп =2,5 (п.2.2)

d₂=arctg 2,5 =68,198

для шестерни: d₁= 90^о - d₂ (24)

d₁= 90^о - d₂=90⁰-68,198⁰=21,802⁰

Определить внешнее конусное расстояние, мм:

(25)

Определить ширину зубчатого венца колеса, мм:

b=R_e *0,285=30мм

где y - коэффициент ширины венца колеса,

y = 0,285[2, стр. 69]

Полученное значение ширины венца колеса округляем до целого по ряду нормальных линейных размеров Ra20 (ГОСТ 6636-69): b =24мм.

Определить внешний окружной модуль, мм:

(26)

где Т₂ = 88,9 Н*м (п.2.3)

[s]_F2 =255.9 Н/мм² (п.3.1)

q_F - коэффициент вида конических колес; для колес с круговыми зубьями q_F =0.85[2, стр. 69]

К_Fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца колеса;

Для колес с круговыми зубьями К_Fb=1 [2, стр. 69].

Следовательно,

Определить число зубьев колеса и шестерни:

для колеса: (27)

для шестерни: (28)

где u_КП =2,5 (п.2.2)

Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

(29)

(30)

Определить действительные углы делительных конусов шестерни и колеса, град:

(31)

(32)

Коэффициент смещения инструмента для прямозубых шестерни и колеса:

Х_е1 = 0,22; х_е2 = 0,14

Фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

внешний делительный диаметр:

(33)

диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

(34)

диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

(35)

Определить средние делительные диаметры для шестерни и колеса, мм:

для шестерни (36)

для колеса

Определить окружную силу в зацеплении, Н:

(37)

где Т₂ = 88,9 Н*м (п.2.3)

Следовательно,

Определить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колеса, м/с:

(38)

где (п.2.3)

Степень точности передачи:6.

Проверочный расчет конической зубчатой передачи.

Проверить контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм²:

(39)

где, K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hα = 1,08 [2, стр. 66].

K_Hβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки;

K_Hυ = 1,16 [2, стр. 69].

Проверить напряжение изгиба зубьев колеса и шестерни, Н/мм²:

(40)

где ,91 [2, стр. 66].

[2, стр. 72].

[2, стр. 65].

;

Следовательно,

(41)

σ_F2 значительно меньше [σ] _F2, т.к. нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью.

Работоспособность передачи обеспечивается.

2.4.Расчет открытой передачи. (Расчет цепной передачи )

Определяем коэффициент эксплуатации:

(42)

где К_Д = 1,2 – коэффициент динамичности нагрузки [2, стр.93, табл. 5.7]

К_С = 0,8 - коэффициент способа смазывания (периодическая смазка цепи) [2, стр.93, табл. 5.7]

К _Θ = 1 – коэффициент положения передачи в пространстве (передача горизонтальная) [2, стр.93, табл. 5.7]

К_РЕГ = 0,8 – коэффициент регулировки межосевого расстояния (регулировка передвигающимися опорами) [2, стр.93, табл. 5.7]

К_Р = 1,25 - коэффициент режима работы (двухсменный режим работы) [2, стр.93, табл. 5.7]

Определяем минимальное число зубьев на ведущей звездочке:

(43) где i_оп = 2,9(п. 2.1)

Выбор допускаемого давления в шарнирах цепи в соответствие с частотой вращения ведущей звездочки, Н/мм²:

Расчетный шаг цепи, мм:

(44) где ν – число рядов цепи,

Для цепей типа ПР ν = 1.

(45)

Принимаем стандартное значение шага цепи: р = 15,758 мм

Стандартная цепь ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75.[2, стр.441, табл. К.32]

Число зубьев ведомой звездочки:

(46)

Принимаем .[2, стр.94]

Число звеньев цепи:

(47)

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

(48)

Фактическое межосевое расстояние, мм:

(49)

Длина цепи, мм:

(50)

Фактическая скорость движения цепи, м/с:

(51)

Окружная сила, передаваемая цепью, Н:

(52)

Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, Н:

где К_f = 6 - для горизонтальных передач,

q = 0,8 кг – масса 1 пог.м цепи,

а = 630,3м – межосевое расстояние цепной передачи,

g = 9,81 м/с²

Сила давления цепи на вал, Н:

2.5.. Проектный расчёт валов. Подбор подшипников качения. Конструирование колёс

Окружная сила на шестерне и колесе, Н:

(п. 3.3)

Радиальная сила на шестерне, Н:

(53)

Осевая сила на шестерне, Н:

(54) (71)

Радиальная сила на колесе, Н:

(55)

Осевая сила на колесе, Н:

Консольная сила на быстроходном валу редуктора от действия муфты, Н:

(72)

где Т₁ = 35,6 Н*м (п. 2.3)

Расчет быстроходного вала.

Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала.

1-я ступень под полумуфту.

Диаметр, мм:

(56)

где Т₁ = 20 Н*м (п. 2.3)

Следовательно,

Принимаем d₁ = 26 мм в соответствие с посадочным диаметром муфты (по ряду нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69)

Длина l₁ = 1,2*d₁ = 1,2*26=31 мм

Длина l₁ может быть конструктивно изменена с учетом длины посадочной поверхности муфты

2- я ступень под уплотнение крышки с отверстием.

Диаметр, мм: (57)

где t = 2 мм [2, стр. 113, табл. 7.1]

Следовательно, d₂ =26+2*2=30мм.

Длина l₂ = 1,5*d₂=1,5*30=45мм

3 – я ступень под резьбу.

Принимаем d₃ = 32мм

Длина ступени определяется графически в зависимости от высоты регулировочной гайки.

4 – я ступень под подшипник,

Диаметр, мм:

(58)

где r = 2,5 мм [2, стр. 113, табл. 7.1]

Длина четвертой ступени должна быть достаточной для установки 2-х подшипников, поэтому определяется по эскизной компоновке и уточняется при конструировании вала.

5-я ступень под шестерню

Диаметр, мм:

Длина L₅ = графически.

Проектный расчет тихоходного вала.

Рисунок 5 – Конструкция тихоходного вала.

1-я ступень под полумуфту

диаметр, мм:

(59)

где Т₂ = 88,9 Н*м

принимаем d₁=35

Длина l₁ = 1,5*d₁ = 1,5*35=52,5 мм

2- я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

диаметр, мм: d₂ =35+2*2=40мм.

Длина l₂ = 1,5*d₂=1,5*40=60мм

3 – я ступень под колесо.

Диаметр, мм:

Длина третьей ступени определяется графически по эскизной компоновке.

Предварительный выбор подшипников для быстроходного вала.

В качестве опор для быстроходного вала редуктора выбираем роликово-конические шарикоподшипники легкой серии № 7307 ГОСТ27365-87 [2, стр. 435, табл. К28] с параметрами:

d = 35 мм; D =80 мм; Т = 23,0 мм; C_r = 48,1 кН, С_0r = 35,3 кН

е=0,32 Y=1,88

Предварительный выбор подшипников для тихоходного вала.

В качестве опор для тихоходного вала редуктора выбираем роликово-конические шарикоподшипники легкой серии № 7308 ГОСТ27365-87 [2, стр. 435, табл. К28]

d = 40 мм; D =90 мм; Т = 25,5 мм; C_r = 61,0 кН, С_0r = 46,0 кН

е=0,28 Y=2,16

Конструирование конического зубчатого колеса.

Рисунок 7 – Конструкция конического зубчатого колеса.

Геометрические параметры обода конического зубчатого колеса.

Диаметр обода, мм: d_об = 150,2 мм (п. 3.2)

Толщина обода, мм: (60)

Ширина обода, мм: b₀ =0,5*b=0,5*30=15 мм (61)

Геометрические параметры ступицы конического зубчатого колеса.

Внутренний диаметр ступицы, мм: d = d₃ = 42мм (п. 6.3)

Наружный диаметр ступицы, мм:

Длина ступицы, мм:

Геометрические параметры диска конического зубчатого колеса.

Толщина диска, мм:

n₀ = 4…6

Радиусы закруглений , уклон

2.8. Определяем реакции в подшипниках и моментов в опасных сечениях валов

Рисунок 7 – Расчетная схема тихоходного вала.

F_t2 = 1379,4Н; F_r2 = 220,7 Н; F_a2 = 496,6 Н; F_хОП = 2062 Н; F_уОП= 1031 Н

l_ОП =68 мм (п. 4.3.4); l _т =171мм (п. 4.3.4); d₂ = 128,9 мм (п. 4.1.2)

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н

; ; (63)

(64)

; (65)

(66)

Проверка ; F_уОП+R_CY-F_r2+R_DY=0;

1031+(-1427,8)-220,7+351,7=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н

Проверка: ; ;

1785,7+(-1949,1)-1375+1538,3=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОY, Н*м:

Определяем суммарные реакции опор, Н:

Определяем суммарные моменты в опасных сечениях вала, Н*м:

Определение реакций опор и моментов для быстроходного вала редуктора.

Рисунок 5. Расчетная схема быстроходного вала.

F_t1 = 1379,4 Н; F_r1 = 496,6; F_a1 =220,7; F_М =324,5 (п. 4.2)

l_M = 106мм (п. 4.3.4); l_б = 65мм (п.4.3.4); d₁ = 51,5мм (п. 4.1.2)

Вертикальная плоскость.

Определяем реакции опор, Н:

;

;

Проверка:

-722,6+(-225,9)-496,6=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

1379,4-2778,7+1723,8-324,5=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси OY, Н*м.

Строим эпюру крутящего момента M_Z, Н*м:

(67)

Суммарные реакции опор, Н:

(68)

Суммарные моменты в опасных сечениях, Н*м:

(69)

Рисунок 9. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

2.9.Проверочный расчёт подшипников

Проверочный расчет подшипников для быстроходного вала.

Рисунок10. – Схема нагружения подшипников на быстроходном валу редуктора (врастяжку).

R_r1 = R_В = 3269,9 Н; R_r2 = R_А = 1738,5 Н;

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

(70)

Осевая нагрузка, Н:

R_a1 = R_s1 = 868,5 H

R_a2 = R_a1+ F_a1 = 868,5+220,7=1089,2 Н (71) где F_a = F_a1 = 220,7 H (п. 5.1)

Определить отношения:

(72)

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для подшипника с большей эквивалентной динамической нагрузкой.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

(73)

где R_e = 3596,9

ω = ω₁ = 151,8^-1 (п. 2.3)

Ресурс работы L_h =15000часов. (п.1)

Подшипник №46207 годен по грузоподъемности.

Определяем базовую долговечность подшипника №46209.

(74)

Т.к. расчетная грузоподъемность подшипника №46209 значительно меньше базовой, а расчетная долговечность значительно больше требуемой, поэтому целесообразно выбрать подшипник шариковый радиально-упорный особо легкой серии № 46109:

3 Проверочный расчет подшипников для тихоходного вала.

Подшипники на промежуточном валу редуктора установлены враспор.

Расчет ведется по формулам (п. 11.1)

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

Осевая нагрузка, Н:

R_a1 = R_s1 =561,5 H

R_a2 = R_a2 + F_a2 = 366,7+496,6=863,3

Определить отношения:

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для подшипника с большей эквивалентной динамической нагрузкой.

Ресурс работы L_h = 15000 часов. ω = ω₃ =38,07с^-1 (п. 2.3)

Следовательно,

Т.к. подшипник № 46211 недогружен, то целесообразно его заменить на подшипник шариковый радиальный особо легкой серии № 111 ГОСТ 8338-75.

(замена возможна, т.к. осевая нагрузка не превышает 25% радиальной нагрузки)

Определяем базовую долговечность подшипника №111.

Подшипник №111 пригоден.

2.10 Проверочный расчет валов

Нормальные напряжения в опасных сечениях вала изменяются по симметричному циклу и определяются, Н/мм²:

(75)

где М – момент изгиба в опасном сечении вала, Нм.

W_НЕТТО – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

На быстроходном валу максимальные суммарные моменты изгиба испытывают сечения 2 и 3: М₂ = 231 Н*м; М₃ = 230 Н*м

Для сечений 2 и 3: (76)

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу и определяются:

(77)

W_rНЕТТО – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 2-гои 3-го сечений (106)

Касательные напряжения для 2-го и 3-го сечений, Н/мм²:

Во 2-м сечении нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведется только для 2-го сечения вала, которое называется расчетным.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(78)

где К_σ – коэффициент концентрации нормальных напряжений.

К_d = 0,85 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 272, табл.11.3]

К_F = 1,5 коэффициент влияния шероховатости. [2, стр. 272, табл.11.4]

К_У = 1,4 коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [2, стр. 272, табл.11.5]

Следовательно,

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(79)

где К_τ = 2,25 – коэффициент концентрации касательных напряжений [2, стр. 271, табл.11.2]

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

где - предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

(80)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется:

(81)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется:

(82)

Следовательно,

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяется:

(83)

Условие прочности выполняется.

Дальнейшее снижение коэффициента запаса прочности вала в опасном сечении считаю нецелесообразным, т.к. это повлечет за собой уменьшение диаметра цапфы вала. Это, в свою очередь, отрицательно повлияет на грузоподъемность подшипников быстроходного вала

.

Технический проект.

3.1. Конструирование корпуса редуктора,его узлов и деталей

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей зубча

тых передач, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторных пар и в подшипниках. Материал корпуса серый чугун СЧ-15, способ изготовления – литье.

Толщина стенки корпуса, мм:

(84) где Т= Т₂=185,1 Н*м (п. 2.3)

Следовательно,

Фланцевые соединения предназначены для соединений корпусных деталей редуктора.

Проектируются фундаментные, фланцы подшипниковых бобышек с креплением, фланец для крышки подшипникового узла быстроходного вала и штифтовые фланцы.

Фундаментный фланец.

Крепится к раме болтами М16-8g*50.66.029 ГОСТ 7798-70. d₁=16 мм.

Высота фланца h₁ = 1,5d₁= 1,5*16=24мм. (85)

Ширина платика b₁ = 2,4d₁+δ = 2,4*16+6=44 мм (86)

Высота ниши h₀₁ = 2,5*(d₁+ δ)=2,5*(16+6)=55 мм (87)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=43 мм; С=19 мм; D₀= 28 мм; b₀=1,0 мм; d₀ = 18 мм.

Фланец подшипниковых бобышек с креплением.

Предназначен для соединения верхней и нижней частей корпуса. Крепежные детали винт А.М12-6g*60.48 ГОСТ 1491-80

Высота фланца (88)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=26 мм; С=13 мм; D₀= 20 мм; b₀=16 мм; d₀ =14 мм.

Фланец для крышки подшипникового узла.

Отверстия подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов закрываются врезными крышками.

Диаметр подшипниковых бобышек определяется, мм:

(90)

Для подшипниковых бобышек быстроходного вала, мм:

Для подшипниковых бобышек тихоходного вала, мм:

Фланец для крышки смотрового люка.

Размеры фланца устанавливаются конструктивно. Люк крепится к верхней части корпуса винтами А.М6-6g*16.48 ГОСТ 1491-80.

*Примечание. Крепежные винты изображены на сборочном чертеже упрощенно, в соответствие с рекомендациями [ 3, стр. 288, таб. 10.2].

3.2. Выбор смазки редуктора. Конструирование элементов системы смазки (крышка-отдушина,маслоукозатель,сливная пробка).

Для редукторов общего назначения применяют смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием). Сорт масла зависит от расчетного контактного напряжения зубьев колеса и фактической окружной скорости колеса.

Т.к. s_Н2 = 514, 3 Н/мм² (п. 3.1), u = 1,96 м/с (п.3.3), то для смазывания зубчатой передачи выбираем масло И-Г-С-32 [2, стр. 10.29, стр.255] ГОСТ

17479.4-87

Уровень масла должен быть таким, чтобы венец конического зубчатого колеса погружался в масло. Уровень масла в масляной ванне контролируется с помощью жезлового маслоуказателя, установленного в крышке-отдушине.

Для смазывания подшипников применяем пластичную смазку солидол жировой ГОСТ 1033-79. [2, стр. 254]

Заключение.

В результате работы определены основные технические характеристики коническо редуктора:

Вращающий момент на быстроходном валу: 48,2 Н*м

Вращающий момент на тихоходном валу: 185,1 Н*м

Передаточное число редуктора: 11,3

Частота вращения быстроходного вала 1455 об/мин

Частота вращения тихоходного вала 364 об/мин

Зубчатые передачи смазывается картерным способом.

В качестве смазки выбрано масло индустриальное И-Г-С-32 ГОСТ 17479.4-87.

Выбраны следующие стандартные изделия:

Электродвигатель 4АМ132S4У3, номинальная мощность 7,5 кВт, номинальная частота вращения 1455 об/мин.

Подшипники шариковые роликово-конические легкой серии № 46209 и №46211 ГОСТ831-75.

Литература.

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М: «Высшая школа» 1975.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. Калининград: Янтарный сказ, 1999, 454 с.

3. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. М: Высшая школа, 2001.

4. Курмаз Л.В., Скобейда А.Т. Детали машин. Проектирование. Справочное учебно-методическое пособие. Высшая школа, 2004.

Дата добавления: 2015-07-26