Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Редуктор вертикальный одноступенчатый
ВВЕДЕНИЕ
Техническое задание
1. Выбор электродвигателя
2. Определение передаточного числа
4. Определение межосевого расстояния
5. Определение модуля передачи
6. Определение чисел зубьев шестерни и колеса
7. Уточнение передаточного числа
8. Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
9. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
10. Сопоставление расчетного и допускаемого контактных напряжений
13. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжения изгиба
14. Проектный расчет валов
15. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
16. Подбор и проверка шпонок
17. Расчет усилий в зацеплении, закрытой и открытой передач
18. Выбор расчетной схемы ведомого вала
20. Проверочный расчет ведомого вала
21. Расчет элементов корпуса
22. Смазка редуктора
24. Сборка узла ведомого вала
Список литературы
Введение
механический электродвигатель редуктор подшипник
Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Техническое задание
Одноступенчатый вертикальный редуктор: зацепление цилиндрическое, прямозубое.
Исходные параметры:
T 2 = 150 Н*м - крутящийся момент на выходном валу;
n 2 = 330 об/мин - частота вращения выходного вала;
1. Выбор электродвигателя
1.1 Определяем потребляемую мощность привода, используя рекомендации "Методических указаний к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике" -
1.2 Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле
где - КПД редуктора;
КПД зубчатой передачи;
КПД пары подшипников качения;
КПД муфты.
Принимаем ориентировочные значения (табл. 6.1 )
Принимаем.
1.3 Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
С учетом данных табл.1.2 , для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами, получим:
1.4 По величине потребляемой мощности и частое вращение ведущего вала (n 1) по табл.19.8 выбираем электродвигатель: серия 4Атип 112М4мощность Р=5,5 кВ та синхронная частота вращения n 1 =1445 об/мин.
2. Определяем передаточное число редуктора
3. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных напряжений
3.1 По табл.1.3 выбираем для изготовления шестерни и колеса материал - Сталь 40Х с термообработкой - улучшение.
3.2 Определяем допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:
где-предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1
Для шестерни
Для колеса
1 - коэффициент долговечности (для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения); =1,1 - коэффициент безопасности.(для зубчатых колес с однородной структурой материала);
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем меньшее из значений.
В данном случае:
4. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов "Детали машин", автор М.Н. Иванов .
Приведенный модуль упругости: Е пр = 2,1*10 5 МПа.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; =0,4. Коэффициент концентрации нагрузи при расчетах по контактным напряжениям. Чтобы определить значение необходимо найти: Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра
Сравниваем:
По графику рисунка 8.15 находим:
Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ( стр. 136). Принимаем а = 125 мм.
5. Определяем модуль передачи
Модуль передачи определяем по формуле:
где в w - ширина зубчатого венца:
это значение соответствует стандартному ряду линейных размеров.
Коэффициент, учитывающий влияние ширины колеса,
Принимаем (табл.8.5 ).
По табл.8.1. приводим найденное значение модуля к стандартному m = 2 мм
6. Определяем число зубьев шестерни и колеса
6.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле (, стр.179):
6.2 Число зубьев шестерни(, стр.180):
Принимаем Z 1 = 23 ? Z min = 17
6.3 Число зубьев колеса:
7. Уточняем передаточное число
Определяем фактическое передаточное число по формуле:
Погрешность значения фактического передаточного числа от номинального значения:
что допустимо даже для стандартных редукторов (, стр.137).
За передаточное число редуктора принимаем u = 4,43.
8. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса
8.1 Определяем делительные диаметры
Шестерни: d 1 =z 1 m=23 2 = 46 мм
Колеса: d 2 =z 2 m=1022 = 204 мм
8.2 Определяем диаметры вершин зубьев
Шестерни: d а1 = d 1 + 2 m = 46 + 2 2 = 50 мм
Колеса: d а2 = d 2 + 2 m = 204 + 2 2 = 208 мм
8.3 Определяем диаметры впадин
Для прямозубых цилиндрических передач:
Шестерня: d f 1 = d 1 - 2,5 m = 46 - 2,5 2 = 41 мм
Колесо: d f 2 = d 2 - 2,5 m = 204 - 2,5 2 = 199 мм
8.4 Определяем высоту зуба h = 2,25 m = 2,25 2 = 4,5 мм
8.5 Определяем ширину венца шестерни и колеса
в 1 = в w = 50 мм
в 2 = 1,1 в w = 50 1,1 = 55 мм
шестерня шире колеса на 5 мм
в 1= в 2 + 5мм = 55 + 5 = 60 мм.
Принимаем 60 мм.
8.6 Проверяем величину межосевого расстояния (8.1 )
a w = 0,5 (d 1 + d 2) = 0,5 (46 + 204) = 125 мм
Корригирования зубьев не требуется.
Сводная таблица параметров прямозубого цилиндрического зацепления без смещения
|
Параметры зацепления |
Числовые значения |
|||
|
Межосевое расстояние, а w |
||||
|
Нормальный исходный контур, б |
||||
|
Высота зуба, h |
||||
|
Шестерня |
||||
|
Геометрические параметры |
Числовые значения |
Геометрические параметры |
Числовые значения |
|
|
Число зубьев, z 1 |
Число зубьев, z 2 |
|||
|
Ширина венца, в 1 |
Ширина венца, в 2 |
|||
|
Делительный диаметр, d 1 |
Делительный диаметр, d 2 |
|||
|
Диаметр вершин зубьев, d a1 |
Диаметр вершин зубьев, d a2 |
|||
|
Диаметр впадин зубьев, d f1 |
Диаметр впадин зубьев, d f2 |
9. Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
9.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки ( стр.127)
К н = К н в х К н v
Ранее было найдено: К н в =1
Для того, чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К н v необходимо определить окружную скорость ведомого вала
Учитывая, что V 2 = 3,52 м/сек, по табл. 8.2 назначаем 8 ую степень точности.
К н = 1,17 х 1 = 1,17
9.2 Определяем расчетные контактные напряжения по формуле 8.10
где d w / = d 1 = 46 ммб w = б =20?
в w = 60 ммsin2б w = 0,64
Крутящий момент на ведущем валу:
где - КПД закрытой цилиндрической передачи
10. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
10.1 Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:
10.2 Определяем недогрузку передачи:
Условие выполнено.
11. Определение усилий в зацеплении
11.1 Окружную силу определяем по формуле (8.5 ):
11.2 Радиальную и нормальную силу определяем по формулам:
12. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
12.1 Определяем допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где - базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл. 5.23
Для шестерни
Для колеса
S F - коэффициент безопасности
S F = S F / х S F // ,
где S F / - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи
S F / = 1,75…2,2, принимаем S F / = 1,975.
S F // - коэффициент учитывающий способ получения заготовки.
Для поковок и штамповок S F // = 1
S F = 1,975 х 1 = 1,975.
К FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; К FC = 1, для зубьев работающих одной стороной.
К FL - коэффициент долговечности; К FL = 1, для передач при длительной постоянной нагрузке.
Для шестерни
Для колеса
Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводим по колесу, т.к. у колеса меньше.
12.2 Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19
Y FS - коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20
При х = 0 (без смещения)
К F - коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:
К F = К Fв х К FV (стр.127, )
где К Fв = 1,1 коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба, находим по графику 8.15 , при этом, (пункт 4 "П.З."). К FV = 1,16 коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3
для колеса
13. Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба
13.1 Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба
Условие прочности соблюдается.
14. Проектный расчет валов
14.1 Ведущий вал
Проектный расчет ведущего вала выполняем по рекомендациям .
14.1.1 Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала, подобранного электродвигателя серии 4А тип 112М4, равен 32 мм. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент, мы можем диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.
d = (0,8…1,0) d 1 = (0,8…1,0) 32 = 25,6…32 мм.
Проверим диаметр быстроходного вала по крутящему моменту:
принимаем диаметр выходного конца ведущего вала d = 30 мм.
14.1.2 Диаметр вала под подшипник
d п = d + 2t = 30 + 2 х 1,8 = 33,6 мм
где t =1,8 по табл.3.1
Принимаем d п = 35 мм
14.1.3 Диаметр буртика под подшипник
d бп = d п +3,2r = 35 + 3,2 х 2= 41,4 мм
где r = 2 по табл.3.1.
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d бп = 42 мм
Рис.1 - Эскиз ведущего вала - шестерни
14.2 Ведомый вал
Ведомый вал редуктора передает крутящий момент Т 2 = 150 Нм.
14.2.1 По формуле (15.1 ) приближенного оцениваем средний диаметр ведомого вала при =15 МПа (для редукторных валов):
14.2.2 Разрабатываем конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваем его размеры.
14.2.3 Диаметр выходного конца ведомого вала:
Принимаем =35 мм
14.2.4 Диаметр вала под подшипник:
d п2 = d 2вых + 2t = 35 + 2 х 2 = 39 мм
t = 2 (по табл.3.1, )
Принимаем d п2 = 40 мм.
14.2.5 Диаметр буртика под подшипник
d бп2 = d п2 + 3,2r = 40 + 3,2 х 2,5 = 48мм
где r = 2,5 (по табл.3.1, )
Принимаем d бп2 = 48 мм.
14.2.6 Диаметр вала под колесо:
d k ? d бп2 ? 48 мм
Принимаем d k = 48 мм
14.2.7 Диаметр буртика под колесо
d бк = d к + 3f = 48 + 3 х 1,6 = 52,8 мм
где f = 1,6 (по табл.3.1 )
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d бк = 53 мм
Рис.2 - Эскиз ведомого вала
15. Определяем конструктивные размеры зубчатых колес
15.1 Определяем конструктивные размеры цилиндрического прямозубого колеса
15.1.1 Принимаем длину ступицы колеса:
I cm = в w = 55 мм
15.1.2 Определяем диаметр ступицы:
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d ст.к. = 85 мм
15.1.3 Определяем толщину обода зубчатого венца:
S = 2,5m + 2 = 2,5 х 2 + 2 = 7 мм (15.2)
Так как в w > 20 мм, увеличиваем S на 10-20 %.
Принимаем S = 8 мм
15.1.4 Определяем фаски на торцах зубчатого венца:
f = (0,6…0,7) m = (0,6…0,7) 2 = 1,2…1,4 мм (15.3)
Принимаем f = 1,2 мм. На прямозубых колесах фаску выполняем под углом б ф = 45?.
15.1.5 Определяем толщину диска:
с = (0,35…0,4) х в = (0,35…0,4) х 55 = 21…24 мм (15.5)
Принимаем с = 22 мм.
Радиус закруглений R ? 6 мм. Принимаем R = 6 мм.
16. Подбор и проверка шпонок
16.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.
Диаметр вала под колесо d к = 48 мм;
Длина ступицы колеса l стк = 55 мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 14 х 9 х 45, где l=b 2 - 10 мм = 55 - 10 = 45 мм
l раб. =l - b =45 - 14 = 31 мм
16.1.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
Допускаемое напряжение = 120 МПа
16.2 Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала
Выбираем шпонку в х h х I = 10 x 8 x 40, где l=b 2 - 10 мм = 50 - 10 = 40 мм
l раб. =l - b =40 - 10 = 30 мм
16.2.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
Условие прочности выполняется.
17. Расчет усилий в зацеплениях закрытой и открытой передач
17.1 Расчет усилий в зацеплении закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
F r 2 = F t 2 x tg б = F t 2 x tg20° = 1470,58 x 0,36397 = 535,24 H (17.2)
18. Выбор расчетной схемы вала
Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
18.1 Расчетная схема ведомого вала приведена на стр.26
18.2 Определение реакций в опорах
Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия
18.2.1 В вертикальной плоскости
F r 2 х I 1 + R Y (I 1 + I 2) = 0
Отсюда реакция опоры Д в вертикальной плоскости
R Y (l 1 +l 2) - F r2 l 2 = 0
Проверка:
267,62 - 535,24 + 267,62 = 0
18.2.2 В горизонтальной плоскости:
F t 2 I 1 + R X 1 (I 1 + I 2) = 0
R X 2 (l 1 +l 2) - F t 2 l 2 = 0
Проверка:
735,29 - 1470,58 + 735,29 =0
ВЫВОД: Реакции в опорах определены, верно.
18.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Эпюры изгибающих моментов строят в двух плоскостях.
18.3.1 Горизонтальная плоскость:
Момент под колесом:
М игк = R X х l 1 = 735,29 х 49 = 36029,21 Н*мм
18.3.2 Вертикальная плоскость:
Момент под колесом:
М ивк = R Y х l 1 = 267,62 х 49 = 13113,38 Н*мм
18.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
ВЫВОД: Наиболее опасным является сечение под колесом.
19. Подбор и расчет подшипников
Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре Д. требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию L h = 24000 ч.
19.1 Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по для ведомого вала шариковые радиальные подшипники средней узкой серии, условное обозначение 308 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника, d = 40 мм;
Наружный диаметр подшипника, D = 90 мм;
Ширина подшипника, B = 23 мм;
Фаска подшипника, r = 2,5 мм;
Динамическая грузоподъемность: C r = 41000 Н
Статическая грузоподъемность: С о = 22400 Н
n пред. = 9000 об/мин. (при жидкой смазке)
19.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле(16.39 ):
P r = XVF r + x К б x К т
Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:
К = 1 - температурный коэффициент;
К б = 1,3 - коэффициент безопасности;
Р r = 1 х 782,47 х 1 х 1,3 = 1017,21 Н
19.3 Находим эквивалентную долговечность(16.31 ):
где = 1 -по табл. 8.10 стр.173 М.Н.Иванов
L h = 24000 часов (задано)
L hE = 1 х 24000 = 24000 ч.
Фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости
19.3.1 Определяем ресурс подшипника:
L E = 60 х 10 -6 х n х L hE = 60 х 10 -6 х 330 х 24000 = 475,2 млн.об.
n = n 2 = 330 об/мин.
19.3.2 По табл. 16.3 :
а 1 = 1 - коэффициент надежности;
а 2 = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
19.4 Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.
С (потребная) ? С (паспортная) (16.26 )
С (потребная) = Р,
где Р = Р r = 1017,21 Н
р = 3 (для шариковых подшипников)
L = L E = 475,2 млн.об.
С (потребная) =
С (потребная) = 7937,8 Н < С (паспортная) = 41000 Н
Условие выполняется, по паспортным значениям С значительно превышает потребное.
19.5 Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Р о = Х о х F r
Для шарикоподшипников:
Коэффициент радиальной статической силы Х о = 0,6
С учетом возможной двух кратной перегрузки:
Р о = 2 (0,6 х 782,47) = 938,9 Н < 22400 Н
Условие выполняется.
20. Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала
20.1 Выбор материала вала.
Материал вала - Сталь 45, улучшенная 192…240 НВ
Характеристики:
750 МПа - предел прочности при растяжении;
450 МПа - предел текучести;
срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная нагрузка.
20.2 Расчет вала на выносливость.
Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба (рис.4) и от нулевой для напряжений кручения (рис.5).
Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:
Как видно из эпюр, в нашем случае опасным сечением под колесом.Проведем для него расчет.
20.2.1 Суммарный изгибающий момент в К.
20.2.2 Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:
В этих формулах и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и - постоянные составляющие.
Согласно принятому выше условию (рис.4 и рис.5) при расчете валов
находим = 38341 / (0,1 х 48 3) = 3,46 МПа
находим = = 0,5 х 150 х 10 3 / (0,2 х 48 3) = 3,39 МПа
и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Их значения зависят от механических характеристик материала.
Для среднеуглеродистых сталей = 0,1; = 0,05.
Предел выносливости определяем по формуле(15.7 ):
0,4 х 750 = 300 МПа
0,2 х 750 = 150 МПа
По графику рис.15.5 находим
Масштабный фактор К d = 0,64
По графику рис.15.6 находим
Фактор шероховатости поверхности К f = 1,0
По таблице 15.1 назначаем:
Коэффициент концентрации напряжений при изгибе К = 1,86
Коэффициент концентрации напряжений при кручении К = 1,4
Находим запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба (15.3 )
Вывод: Запас прочности вала на сопротивление усталости обеспечен.
20.3 Расчет вала на статическую прочность при перегрузках.
Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например, пусковых и т.п.). При этом определяем эквивалентное напряжение(15.8 ):
При перегрузках напряжения удваиваются и для опасного сечения под колесом:
Условия соблюдается.
Вывод: Статическая прочность вала при перегрузках обеспечена.
21. Расчет элементов корпуса
На рисунке 4 показан один из возможных вариантов корпуса вертикального одноступенчатого цилиндрического редуктора. Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.
Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Между бобышками, основанием и на крышке имеются ребра жесткости.
Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.
Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).
Ориентировочно основные размеры корпуса определились при составлении компоновочной схемы. Теперь следует уточнить их.
|
Наименование элемента |
Обозначение |
Эмпирическое соотношение |
Размер, мм |
|
|
Зазор между вращающимися деталями и корпусом редуктора |
||||
|
Толщина стенки корпуса редуктора |
0,025 х а + 5 0,025 х 125 + 5 |
|||
|
Толщина стенки крышки редуктора |
||||
|
Толщина фланца корпуса редуктора |
||||
|
Толщина фланца крышки редуктора |
||||
|
Толщина фланца подошвы корпуса |
||||
|
Диаметр болтов по разъему корпусов и крышки |
||||
|
Ширина фланца |
||||
|
Диаметр болтов по приливам |
||||
|
Диаметр фиксирующих штифтов |
||||
|
Диаметр фундаментальных болтов |
||||
|
Высота бобышки |
конструктивно |
|||
|
Высота приливов |
конструктивно |
|||
|
Толщина ребер жесткости |
||||
|
Диаметр отверстия в проушине |
d п = (1,5…2,0) |
|||
|
Длина редуктора |
L = d a 2 +2a 1 +2 |
|||
|
Ширина редуктора |
В = в 1 +2a 1 +2 |
|||
|
Высота редуктора |
Н? Н 1 +а+(d а1 /2)+а 1 + |
|||
|
Высота корпуса |
Н 1 = +в+d а2 /2 |
22. Смазка редуктора
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
22.1 Выбор сорта смазки
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена в пункте 9.2 "П.З.", V 2 = 3,52м/сек. Контактное напряжение определено в пункте 3.2 "П.З.", [ н ] = 463,9 МПа.
Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 находим требуемую вязкость масла = 34. Сорт масла выбираем с учетом требуемой вязкости по табл.8.3 . Возможно использование двух сортов масла: индустриальное И-30А или индустриальное И-40А.
22.2 Определение объема масляной ванны
22.2.1 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
m ? h M ? 0,25d 2
2 ? h M ? 0,25 х 204 = 51 мм
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
Учитывая, что окружная скорость невысока, а схема редуктора вертикальная, примем значение h м = 35 мм.
22.2.2 Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в 0 + h м = 15 + 35 = 50 мм
где в 0 - расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
в 0 ? 6 х m ? 6 х 2 ? 12 мм
примем в 0 = 15 мм.
22.2.3 Объем масляной ванны
(L-) x (B-) x h = (244 - 8) x (96 - 8) x 50 = 1038400 мм 3
Объем масляной ванны составил? 1,0 л.
22.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить стеклянный маслоуказатель
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора - отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
23. Выбор способа и типа смазки подшипников
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.
24. Сборка узла ведомого вала
Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:
1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
2. установка цилиндрического колеса;
3. установка втулки распорной;
4. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
5. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
6. установка и крепление верхнего корпуса;
7. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
8. установка шпонки в паз на выходной конец вала;
Список литературы
1. "Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике" УГАТУ.
2. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, 2000 г.
3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984 г.
4. Д.С. Левятов, Г.Б. Соскин. Расчеты и конструирование деталей машин. Высшая школа, 1985 г.
5. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989 г.
6. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989 г.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.,2001 г. Т.I, II, III.
8. Детали машин: Атлас / Под редакцией Д.Н. Решетова. М., 1992 г.
9. М.И. Амфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. М., Машиностроение, 1972 г.
10. Подшипники качения. Справочник-каталог / Под редакцией В.Н. Нарышкина и Р.Р. Коросташевского. М., Машиностроение, 1984 г.
11. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов "Конструирование узлов и деталей машин". Высшая школа, 2003 г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.
курсовая работа , добавлен 17.09.2012
Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа , добавлен 16.04.2011
Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
курсовая работа , добавлен 28.10.2012
Кинематический расчет привода, который состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Подбор подшипников качения выходного вала.
курсовая работа , добавлен 22.01.2014
Кинематический и силовой анализ привода, выбор электродвигателя, передаточных отношений для редуктора и цепной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес. Расчет конической прямозубой передачи, определение усилий в зацеплении.
дипломная работа , добавлен 03.01.2010
Расчет цилиндрической зубчатой передачи, валов редуктора, открытой ременной передачи. Выбор смазки редуктора. Проверка прочности шпоночного соединения. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров его элементов. Выбор посадок зубчатых колес.
курсовая работа , добавлен 21.10.2015
Определение общего КПД привода. Выбор материала и определение допускаемых напряжений, проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени. Сборка редуктора.
курсовая работа , добавлен 26.07.2009
Назначение и область применения цилиндрической прямозубой передачи. Расчет угловых скоростей валов. Выбор твердости, термообработки и материала колес. Расчет допускаемых контактных напряжений. Особенности параметров зубчатой цилиндрической передачи.
курсовая работа , добавлен 17.04.2011
Назначение и область применения ленточного конвейера. Кинематический расчет привода и закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Конструктивное оформление зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора. Подбор шпонок и подшипников, сборка привода.
курсовая работа , добавлен 21.03.2015
Порядок проектирования червячно-цилиндрического редуктора, выбор электродвигателя. Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых контактных и изгибающих напряжений. Проектный расчёт быстроходной ступени, подбор шпонок и подшипников.
Редуктор – это такой механизм, который состоит из червячных, или же зубчатых передач. Этот агрегат заключен в закрытый корпус и работает в так называемой масляной ванне. Этот механизм предназначен для уменьшения частоты вращения и для увеличения вращающего момента вала соответственно. Валы могут иметь различное расположение в пространстве. Таким образом, разделяют вертикальные редукторы и горизонтальные редукторы.
Горизонтальные и вертикальные редукторы широко распространены в самых разных отраслях народного хозяйства. Этим фактором и обусловлено большое количество разновидностей редукторов.
Вертикальные редукторы могут быть разными!
Тип редуктора зависит от состава передач, от направления быстроходного вала к ведомому и от порядка размещения этих передач. Редукторы могут быть классифицированы по по таким основным признакам:
1) по числу ступеней. Бывают двухступенчатые, одноступенчатые и так далее.
2) по виду передачи. Различают зубчато-червячные, зубчатые и червячные.
3) по относительному расположению валов. Различают вертикальные редукторы и горизонтальные редукторы.
4) по виду зубчатых колес. Бывают коническо-цилиндрические, цилиндрические и конические.
Вертикальные редукторы получили широкое распространение. Это обусловлено высокой надежностью и производительностью этих агрегатов. Плюс ко всему, такие механизмы отличаются сравнительно невысокой стоимостью. Помимо этого, они очень удобны в использовании и просты в ремонте и эксплуатации.
Вертикальный редуктор – незаменимый агрегат во многих отраслях строительства и промышленности. Он позволяет решать тяжелые технологические задачи, прибегая к использованию минимума трудовых ресурсов для этого.
Качественные вертикальные редукторы – только у нас!
Компания “Мосредуктор” реализует только продукцию от проверенных поставщиков и производителей. На нашем сайте вы можете ознакомиться с ассортиментом предлагаемой продукции. Кроме того, мастера из нашей компании произведут замену и починку редукторов, если есть такая необходимость. Мы реализуем не только вертикальные редукторы, но и многие другие разновидности этих агрегатов! С нами работают только профессионалы своего дела, которые в состоянии проконсультировать и проинформировать клиента на самом высоком уровне!
Редуктор червячный
Червячные редуктор – это устройство, которое преобразует момент двигатели и угловую скорость, применяя червячную передачу. В таких редукторах применяется червячная передача.
Червячная передачи состоит из червяного колеса, который представляет сбой разновидность косозубового колеса и винта, который называется червяком.
Одноступенчатые червячные редукторы используются для изменения частоты вращения вала и крутящих моментов в качестве механизмов, оборудования и комплектующих в приводах машин. Редуктор червячный используется для передачи движения между валами, оси у которых перекрещиваются. По положению червячного колеса и червяка выделяют три основные схему червячных редукторов: с боковым, верхним и нижним расположением червяка.
Искусственное обдувание ребристых корпусов обеспечивает максимально благоприятный тепловой режим работы червячного редуктора. Выход вала колеса редуктора, который имеет боковое расположение червяка в зависимости от применения компоновки привода может быть сделан вниз или вверх. При нижнем расположение червяка условие зацепления и смазывания лучше, чем при верхнем. Но при верхнем расположении минимальна вероятность попадания в зацепления металлических частиц (продуктов износа).
Конический редуктор
Конический редуктор – это механизм, который соединяется с электродвигателем и рабочей машиной. В корпусе редуктора располагаются зубчатые передачи, закрепленные на валы неподвижно. Конический редуктор предназначен для увеличения вращающего момента вала при передаче на другой вал, который находится обычно под прям углом.
Коническо-цилиндрический редуктор
Коническо-цилиндрический редуктор представляет собой механический редуктор, содержащий в себе одну коническую и цилиндрическую передачи. Такой редуктор используется в случае, когда оси валов отбора и подбора мощности пересекаются. Редуктор может быть вертикальным и горизонтальным, в зависимости от необходимости пользователя.
Цилиндрические редукторы
Цилиндрические редукторы – это самая большая группа среди редукторов, которая характеризуется используемым в них зацеплением – цилиндрические зубчатые передачи.
Классификация цилиндрических редукторов:
По количеству передач (степеней) в редукторе – четырехступенчатые, трехступенчатые, двухступенчатые, одноступенчатые;
По расстоянию между осями выходного и входного вала – редукторы с параллельными валами и соосные. Соосные, это такие редукторы, где расстояние между осями выходного и входного вала меньше, чем межосевое расстояние передач, поэтому такие редукторы могут быть с числом передач более двух, выходной и входной валы этих редукторов направлены в противоположные стороны;
По способы установки – на фланце, на лапках, насадное исполнение (с полым выходным валом).
Цилиндрические редукторы являются лидерами среди распространенности редукторов. Они устанавливаются в приводах экструдеров, мешалок, измельчителей, валового оборудования, металлорежущих станков и др.
Цилиндрический вертикальный редуктор
Механизмы, которые не могут полноценно применять обычную горизонтальную схему расположения редуктора (крановые механизмы) нуждаются в вертикальных схемах. Редуктор вертикальный цилиндрический – одноступенчатый, двухступенчатый и трехступенчатый редуктор, предназначенный в основном для использования в механизмах движения крановых тележек и кранов. Вертикальные цилиндрические редукторы возможно эксплуатировать в вертикальном и наклонном положении.
Условия эксплуатации вертикального цилиндрического редуктора:
Постоянная и переменная нагрузка, одного направления и реверсионного;
Работа непрерывного режима не должна превышать 30 минут, работа с кратковременными остановками;
Вращение валов в любую сторону;
Частота вращения максимум 1000 об/мин, угловая скорость зубчатой передачи 12 м/с.
Цилиндрический горизонтальный редуктор
Цилиндрический горизонтальный редуктор производиться из алюминиевого сплава или чугуна. Корпус и его крышка производятся литыми. Они соединяются болтами и двумя коническими штифтами в горизонтальной плоскости. Эксплуатировать горизонтальный редуктор можно при переменной, постоянной, реверсионной и однонаправленной нагрузке, при работе с периодическими остановками и постоянной работе.
Редуктор цилиндрический горизонтальный используется в приводах различных машин, механизмах для изменения частоты и крутящих моментов, в транспортно - подъемной техники.
Спироидный редуктор
Редуктор спироидный увеличивает крутящий момент и уменьшает частоту вращения вала электрического двигателя. Редукторы применяются для работы в макроклиматических районах с сухим, умеренным и влажным тропическим климатом. С постоянной и переменной нагрузкой. Спироидный редуктор состоит из электромотора и понижающего редуктора, имеет спироидные передачи.
Планетарный редуктор
Планетарные редукторы имеют зубчатые типы передачи и непосредственный контакт тел вращения. Такой редуктор работает на принципе планетарной трансмиссии способом вращения редуктора и в результате движения энергия от двигателей передается к рабочим машинам.
Планетарный редуктор имеет широкую область применения: в легкой, пищевой, текстильной, нефтехимической, фармацевтической, горной, металлургической, машиностроительной промышленности и водоподготовке. К основным достоинствам планетарных редукторов можно отнести: малая масса, компактность, большие передаточные отношения.
Планетарные редукторы имеют огромное разнообразие конструктивного исполнения. Они могут быть одноступенчатые, двухступенчатые и трехступенчатые. Валы могут располагаться горизонтально или вертикально. Есть возможность объединения планетарных передач с цилиндрическими, коническими и червячными передачами относительно кинематической схемы привода.
Изготовим изделия по вашим чертежам!
Изготавливаем нестандартные изделия по вашим чертежам.
Минимальный объём количества заказываемых товаров может варьироваться от 1 до 10 000 в зависимости от сложности изделия.
- Новости
Насосы – промышленные, шестеренные, динамические, центробежные
Насос является гидравлическим устройством. С его помощью энергия (механическая) приводного двигателя преобразуется в энергию потока…
Электродвигатели – лифтовые, синхронные, многоскоростные
Лифтовые электродигатели Двигатели для привода лифтов предназначены для привода лебедок пассажирских, грузовых и грузопассажирских лифтов промышленных,…
Редукторы типа ВКУ-М служат для понижения частоты вращения от двигателя к механизму и предназначены для установки на механизмах грузоподъемных кранов или других машин, работающих в крановых режимах. Они применяются для эксплуатации в неагрессивной среде в районах с умеренным климатом (исполнение У) и сухим и влажным тропическим климатом (исполнение Т).
Редукторы этого типа трехступенчатые с несимметричным расположением передач относительно вертикальной оси (лист 87). Все ступени имеют косозубые передачи.
В зависимости от степени надежности привода корпус и крышка отливаются из чугуна или стали. Кованые шестерни и колеса изготовляются из легированных сталей с термической обработкой. Опорами для валов служат однорядные конические роликоподшипники. Врезные крышки устанавливаются в пазы от-
верстий под подшипники и имеют резьбу на внутренней поверхности. В это отверстие ввинчивается регулирующая пробка, которая нажимает на специальную шайбу, передающую давление на торцовую поверхность наружного кольца подшипника. При вращении пробки происходит регулировка осевого зазора в подшипниках.
Редуктор, показанный на листе 87, имеет некоторые отличительные особенности. Обычно корпус редуктора типа ВКУ состоит из трех частей. В данной конструкции нижняя часть объединена с боковой и представляет собой корпус, крышка на болтах прикрепляется к фланцам корпуса, нижнее положение фиксируется коническими штифтами. Конструкция редуктора позволяет производить осмотр зубчатых передач при снятой крышке; при этом валы удерживаются в гнездах врезных крышек, которые зафиксированы на корпусе замком. На листе 87 (см. разрез В-В) показано стопорное устройство, состоящее из планки, у которой один конец загнут и утоплен в канавку корпуса, а второй конец закреплен болтом, установленным во врезной крышке. На этом же разрезе показано резиновое плоское уплотнение, установленное в канавке торцевой крышки, устраняющее утечку масла из внутренней полости редуктора.
Резьбовые пробки (см. разрез Д-Д на листе 87) после регулировки осевого зазора подшипников стопорятся от самоотвинчивания фасонной шайбой, носок которой входит в торцевой паз пробки. Шайба закрепляется двумя болтами на поверхности торцевой крышки.
Для смазывания зацепления и подшипников в корпус редуктора заливается жидкое масло. Передачи третьей ступени смазываются окунанием колеса в масляную ванну. С колесом второй ступени находится в зацеплении колесо свободно сидящее на валу колеса третьей ступени, через него подается масло для смазывания передачи второй ступени. С вала-шестерни третьей ступени разбрызгиванием смазывается передача первой ступени.
Подшипники первого и второго вала смазываются пластической смазкой, закладываемой вручную („Уникол-1” или „Литол-24”), а подшипники третьего и четвертого вала - разбрызгиванием при вращении передач. Во время эксплуатации при температуре до -40°С заливается в редуктор масло И-50А с добавлением веретенного АУ, при температуре до +50°С масло цилиндровое 11 или И-50А.
Для контроля за уровнем масла в крышке установлен стержневой маслоуказатель.
Таблица 146
Габаритные и присоединительные размеры цилиндрических трехступенчатых вертикальных редукторов типа ВКУ-М (лист 88), мм
Продолжение табл. 146
Таблица 147
Допускаемая радиальная консольная нагрузка на конец тихоходного вала цилиндрических трехступенчатых вертикальных редукторов типа ВКУ-М, Н
Таблица 148
Крутящий момент Г т в цилиндрических трехступенчатых вертикальных редукторах типа ВКУ-М, И-м
Продолжение табл. 148
Примечание. Мощность на быстроходном валу определяется по формуле , где u ф —фактическое передаточное; число; η— КПД редуктора.
Для смазывания вертикальных редукторов используются и другие способы подачи масла на зацепление.
На листе 89 показана подача смазки от плунжерного насоса.
На тихоходном валу выполнен эксцентрик, в который упирается шток насоса. При вращении тихоходного вала шток насоса, связанный жестко с поршнем, создает давление под поршнем и подает масло через трубопровод на зацепление. Чтобы масло не уходило из трубопровода обратно в поршень, имеется каленая втулка с седлом, в которое упирается шарик, который закрывает отверстие и мешает обратному поступлению масла.
На листе 89 показан способ смазывания зацепления с помощью дополнительной цилиндрической шестерни, установленной свободно на валу. Для обеспечения надежности работы колесо на вал опирается через бронзовую втулку, неподвижно закрепленную в его отверстии. В этом случае смазывание зубчатых передач осуществляется в той же последовательности, что и в редукторах типа ВКУ.
При использовании насосов для подачи масла в зацепление масло необходимо часто очищать. Большую подачу масла на зацепление обеспечивает насосная установка.
Таблица 149
Характеристика зацепления в цилиндрических трехступенчатых вертикальных редукторах типа ВКУ-М
