Курсовая работа по детали машин - редуктор цилиндрический одноступенчатый

kz.dwg

Сталь 40Х ГОСТ4543-71
Неуказанные радиусы скруглений 1
Коэффициент смещения
Направление линии зуба

red.dwg

Редуктор цилиндрический
Редуктор залить маслом И-Г-А-46 ГОСТ 17479-87
Допускается использование редуктора с отклонением
от горизонтального положения на угол до 5
Технические требования

sp.dwg

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Подшипник ГОСТ 8338-75
Кольцо дистанционное
Манжета ГОСТ 8752-79

sp_1.dwg

Винт М5 х 15 ГОСТ 11644-75
Гайка М14 ГОСТ 15526-70
Гайка М10 ГОСТ 15526-70
Рым-болт М8.19 ГОСТ 4751-73

val.dwg

kz.cdw

Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Сталь 40Х ГОСТ4543-71
Неуказанные радиусы скруглений 1

red.cdw

Редуктор залить маслом И-Г-А-46 ГОСТ 17479-87
Допускается использование редуктора с отклонением
от горизонтального положения на угол до 5
Редуктор цилиндрический
Технические требования

sp.cdw

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Подшипник ГОСТ 8338-75
Кольцо дистанционное
Манжета ГОСТ 8752-79

sp_1.cdw

Винт М5 х 15 ГОСТ 11644-75
Гайка М14 ГОСТ 15526-70
Гайка М10 ГОСТ 15526-70
Шпонка 18х11х56 ГОСТ 23360-78
Рым-болт М8.19 ГОСТ 4751-73

val.cdw

pz.doc

Рис 1. Кинематическая схема привода
По кинематической схеме машина работает следующим образом
1 Срок службы приводного устройства
Определяем срок службы (ресурс) в часах по формуле
где: - срок службы привода 5 лет;
- продолжительность смены 8ч.;
- коэффициент учитывающий ремонт и обслуживание
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя его мощности частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины а его частота вращения- от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
1.1 Требуемая мощность рабочей машины
1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода по формуле
где: - коэффициент полезного действия закрытой передачи;
- коэффициент полезного действия открытой передачи;
- коэффициент полезного действия муфты;
- коэффициент полезного действия подшипников качения
Определяем общий КПД используя данные табл. 2.2 [1]
1.3 Определяем требуемую мощность двигателя по формуле
1.4 Определяем тип двигателя по табл. К9 [1] исходя из
Результаты выбора сводим в таблицу
Табл.1 Типы двигателей
Номинальная мощность кВт
Частота вращения обмин
Окончательный выбор двигателя произведем после определения передаточного числа привода и его ступеней.
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач.
2.1 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины по формуле
где: - угловая скорость радс
2.2 Определяем передаточное число привода для всех приемлемых
вариантов типа двигателя из табл. 1 при заданной номинальной мощности по формуле
2.3 Определяем передаточные числа ступеней привода.
Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя. Производим разбивку ступеней оставив передаточное число редуктора постоянным по формуле
где: - передаточное число редуктора 63
Полученные данные сведем в таблицу
Табл. 2 Передаточные числа
цилиндрического редуктора
Проведем дальнейший расчет для двигателя 4АМ132S6УЗ так как в первом и втором варианте получилось большое передаточное число что говорит о больших габаритах открытой передачи а в последнем использован малооборотистый привод не рекомендованный для приводов общего назначения.
2.4 Фактическое передаточное число привода
2.5 Уточняем передаточное число открытой передачи не изменяя передаточного числа редуктора
3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Исходя из последовательности соединения элементов привода
3.1 Определяем мощности
б) быстроходного вала редуктора
в) тихоходного вала редуктора
Заданная мощность рабочей машины обеспечена
3.2 Определяем частоту вращения
Заданная частота вращения рабочей машины обеспечена
3.3 Угловую скорость
3.4 Вращающий момент
Полученные данные сводим в таблицы
Табл. 3 Кинематические параметры привода
Табл. 4 Силовые параметры привода
расчетная мощность кВт
частота вращения обмин
Выбор материала зубчатых передач.
Определение допускаемых напряжений
Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес. Одним из важнейших условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой передачи а это повышает ее технический уровень.
Допускаемое напряжение из условий контактной прочности которая обычно ограничивает несущую способность стальных зубчатых колес пропорциональна твердости активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоянии механические свойства всех сталей близки. Поэтому применение сталей без термообработки обеспечивающей упрочнение
зубчатых колес недопустимо. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра для вала-шестерни и толщины сечения для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки.
Способы упрочнения применяемые при курсовом проектировании.
Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность но при этом зубья колес хорошо и быстро прирабатываются и сохраняют точность полученную при механической обработке.
Улучшение. Обеспечивает свойства аналогичные полученным при нормализации но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.
Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются.
Размеры зубчатых колес практически неограниченны. Необходимо учитывать что при модулях меньших 3 5 мм зуб прокаливается насквозь. Сочетание шестерни закаленной при нагреве ТВЧ и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.
1 Выбор твердости термообработки и материала колес
Материал и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя
1.1 Выбираем материал для зубчатой пары колес из табл. 3.1 3.2 [1] одинаковый для шестерни и колеса но с разными твердостями так
как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев
Для шестерня выбираем Сталь 40Х для колеса выбираем Сталь 40Х.
1.2 Выбираем термообработку из табл. 3.1 3.2 [1] для зубьев шестерни и колеса
Для шестерни выбираем улучшение + ТВЧ для колеса – улучшение.
1.3 Выбираем интервал твердости зубьев шестерни и колеса из табл. 3.1 3.2 [1]
Для шестерни выбираем 45 50 HRC для колеса – 269 302 НВ.
1.4 Средняя твердость
Для шестерни – 475 HRC ( 460 НВ) для колеса – 2855 НВ
1.5 Из табл. 3.2 [1] определяем механические характеристики стали
для шестерни и колеса
Для шестерни из стали 40Х с термообработкой улучшение и ТВЧ
Для колеса из стали 40Х с термообработкой улучшение
1.6 Выбираем из табл. 3.2 [1] предельные значения размеров заготовки
шестерни (D) и колеса (S)
2 Определение допускаемых контактных напряжений
2.1 Определяем коэффициент долговечности шестерни и колеса по формуле
где: - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу
выносливости табл. 3.3 [1];
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)
где: - угловая скорость соответствующего вала 1с;
- срок службы привода ч.
Если выполняется условие
2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев
где: -допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений
3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно
для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям.
3.1 Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле
где: - число циклов перемены напряжений для всех сталей
соответствующее пределу выносливости;
3.2 Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле
где:-допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений табл. 3.1 [1]
Полученные данные сводим в таблицу
Табл. 5 Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Расчет закрытой зубчатой передачи редуктора
Техническим заданием предусмотрено проектирование нестандартных одноступенчатых закрытых передач индивидуального производства.
Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет - проектный второй - проверочный.
Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются целым рядом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет. Он должен подтвердить правильность выбора табличных величин коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.
При всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и для них типичны средние требования к техническому уровню критерием которого является отношение массы редуктора к моменту тихоходном валу. В эскизном проектировании предварительно можно принять
По табл. 4.1 [1] для цилиндрических редукторов получаем предварительные данные
Межосевое расстояние
1 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи
1.1 Определяем межосевое расстояние по формуле
где: - вспомогательный коэффициент для косозубых передач 43;
- передаточное число редуктора;
- вращающий момент на тихоходном валу редуктора ;
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным
зубом или среднее допускаемое контактное напряжение ;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для
прирабатывающихся зубьев ;
- коэффициент ширины венца колеса равный 028 036 для шестерни
расположенной симметрично относительно опор
Округляем до ближайшего стандартного большего значения
1.2 Определяем модуль зацепления по формуле
где: - вспомогательный коэффициент для косозубых передач =58;
- делительный диаметр колеса мм;
- ширина венца колеса мм;
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным
Округляем до ближайшего стандартного значения и выбираем из ряда предпочтительных чисел
Так как передача силовая и твердость шестерни HRC более 45 увеличиваем модуль и принимаем окончательно
1.3 Предварительный угол наклона зубьев
1.4 Определяем суммарное количество зубьев по формуле
1.5 Определяем количество зубьев шестерни
1.5 Определяем количество зубьев колеса
1.6 Уточняем угол наклона зубьев
1.7 Фактическое передаточное число
Отклонение составляет менее 4% что удовлетворяет требование
1.8 Фактическое межосевое расстояние
1.9 Основные геометрические параметры передачи
1.9.1 Делительный диаметр
1.8.2 Диаметр вершин зубьев
1.8.3 Диаметр впадин зубьев
Табл. 6 Основные геометрические параметры передачи
делительный диаметр мм
2 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи
2.1 Проверяем межосевое расстояние
2.2 Проверяем пригодность заготовок из условий
заготовка шестерни подходит
заготовка колеса подходит
2.3 Проверяем контактные напряжения по условию
где: - вспомогательный коэффициент для косозубых передач ;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
зубьями для косозубых колес
- коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
скорости колес и степени точности передачи
- окружная сила в зацеплении Н
2.4 Проверяем напряжения изгиба зубьев по условию
где: - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
прирабатывающих зубьев колес
- коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
- коэффициенты формы зуба
- коэффициент учитывающий наклон зуба для косозубых
что удовлетворяет условиям использования
Расчет открытой передачи
В проектируемом приводе открытая передача зацеплением является второй ступенью.
Расчет передач зацеплением приводится в два этапа: первый— проектный с целью определения геометрических параметров передачи второй —проверочный расчет зубьев зубчатых передач на выносливость по контактным и изгибным напряжениям.
1 Силовые и кинематические параметры передачи
а) тихоходного вала редуктора
1.2 Частота вращения
1.3 Угловая скорость
1.4 Вращающий момент
2 Выбор материала зубчатых передач.
2.1 Выбор твердости термообработки и материала колес
2.1 Выбираем материал для зубчатой пары колес из табл. 3.1 3.2 [1] одинаковый для шестерни и колеса но с разными твердостями так
2.2 Выбираем термообработку из табл. 3.1 3.2 [1] для зубьев шестерни и колеса
2.3 Выбираем интервал твердости зубьев шестерни и колеса из табл. 3.1 3.2 [1]
2.4 Средняя твердость
2.5 Из табл. 3.2 [1] определяем механические характеристики стали
2.6 Выбираем из табл. 3.2 [1] предельные значения размеров заготовки
3 Определение допускаемых контактных напряжений
3.1 Определяем коэффициент долговечности шестерни и колеса по формуле
3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев
4 Определение допускаемых напряжений изгиба
4.1 Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле
4.2 Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле
5 Проектный расчет открытой зубчатой конической передачи
5.1 Определяем делительный диаметр колеса по формуле
где: - передаточное число редуктора;
- вращающий момент на валу рабочей машины ;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для колес с прямыми зубьями ;
- коэффициент вида конических колес для прямозубых колес
5.2 Определяем угол делительных конусов
5.3 Внешнее конусное расстояние
5.4 Ширина зубчатого венца
где: - коэффициент ширины венца =0285
5.5 Внешний окружной модуль
где: - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых передач = 1;
- коэффициент вида конических колес для прямозубых
5.6 Определяем количество зубьев колеса
5.7 Определяем количество зубьев шестерни
5.8 Фактическое передаточное число
Отклонение не превышает 4% что удовлетворяет требование
5.8 Основные геометрические параметры передачи
5.8.1 Делительный диаметр
5.8.2 Диаметр вершин зубьев
5.8.3 Диаметр впадин зубьев
5.8.4 Средний делительный диаметр
6 Проверочный расчет открытой зубчатой конической передачи
6.1 Проверяем контактные напряжения по условию
зубьями для прямозубых колес
Недогруз составляет менее 10% что вполне удовлетворяет требования
6.3 Проверяем напряжения изгиба зубьев по условию
- коэффициент учитывающий наклон зуба для прямозубых 1
Нагрузки валов редуктора
1 Силы в зацеплении
В косозубом редукторе будут следующие силы в зацеплении
1.1 Окружная сила на колесе
1.2 Окружная сила на шестерне
1.3 Радиальная сила на колесе
1.4 Радиальная сила на шестерне
1.3 Осевая сила на колесе
1.4 Осевая сила на шестерне
В проектируемом приводе конструируются открытая зубчатая передача определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того консольная нагрузку вызывает муфта соединяющая редуктор с электродвигателем.
2.1 Консольные силы в открытой передаче
2.1.2 Радиальная сила
2.4 Консольная сила на муфте
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения изгиба и растяжения (сжатия). Так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба то их обычно не учитывают.
Расчет редукторных валов произведем в два этапа: проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
1 Выбор материалов валов
В редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.
Материал вала - сталь 45
термообработка- нормализация
твердость- 179 207 НВ
2 Допускаемые напряжения на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными
3 Определение геометрических параметров ступеней валов
3.1 Выходной конец быстроходного вала
На этом конце будет крепиться полумуфта
Принимаем ближайшее стандартное
3.2 Шейка под подшипник быстроходного вала
Принимаем стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника
Длина подшипниковой шейки.
Принимаем длину шейки равной ширине подшипника плюс ширина уплотнительного кольца. Предварительно назначаем для быстроходного вала радиальные шарикоподшипники:
3.3 Шейка под шестерню быстроходного вала
3.4 Выходной конец тихоходного вала
3.5 Шейка под подшипник тихоходного вала
Принимаем ближайший стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника
3.6 Шейка под зубчатое колесо
4 Проверочный расчет валов
4.1 Реакция опор быстроходного вала в вертикальной плоскости
4.2 Изгибающие моменты в характерных точках
4.3 Реакция опор быстроходного вала в горизонтальной плоскости
4.4 Изгибающие моменты в характерных точках
4.6 Суммарные реакции опор
4.7 Изгибающие моменты нагруженных сечений
5 Проверочный расчет подшипников
5.1 Суммарные реакции опор
5.2 Расчет подшипников произведем по эквивалентной нагрузке
5.3 Динамическая грузоподъемность
следовательно грузоподъемность подшипника обеспечена
5.4 Долговечность подшипника
следовательно долговечность подшипника обеспечена
Конструктивная компоновка привода
Основные параметры зубчатых колес (диаметр ширина модуль число зубьев и пр.) определены при проектировании передачи. Конструкция колес зависит главным образом от проектных размеров материала способа получения заготовки и масштаба производства.
В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.
1.1 Геометрические параметры колеса
Наружный диаметр зубчатого колеса
Внутренний диаметр зубчатого колеса
Цилиндрические и конические шестерни при u >315 выполняют заодно с валом а при u28 они могут быть насадными если это конструктивно необходимо.
Однако стоимость производства при раздельном исполнении вала и червяка увеличивается вследствие увеличения числа посадочных поверхностей и необходимости применения того или иного соединения поэтому червяки чаще всего выполняют заодно с валом.
3 Шпоночные соединения
В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки изготовленные из стали. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5 10 мм. Сечение шпонки зависит от диаметра ступени.
При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо а посадок переходных крайне нежелательно так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг.
При этом рекомендуются посадки для червячных колес Н7г6 (H7sl)
Шпоночное соединение с полумуфтой
Шпоночное соединение зубчатого колеса
Шпоночное соединение с конической шестерней открытой передачи
4 Проверочный расчет шпонок
Призматические шпонки применяемые в проектируемых редукторах проверяют на смятие.
где: - допустимое напряжение на смятие. Для стальных ступиц колеса ;
- окружная сила на колесе;
где: - рабочая длина шпонки
где: - размеры шпонки
Прочность на смятие обеспечена
5 Посадка подшипников
В проектируемых редукторах внутреннее кольцо подшипника вращается относительно радиальной нагрузки подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению; наружное кольцо — неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.
Соединение вращающихся относительно радиальной нагрузки внутренних колец подшипника с валом осуществляется с натягом исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной ступени вала.
Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки наружных колец подшипника выбирают более свободными допускающими наличие небольшого зазора: периодическое проворачивание наружного кольца полезно так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме того такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже при регулировании зазора в подшипниках и при температурных деформациях валов.
Подшипник является основным комплектующим изделием не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала или отверстия в корпусе.
Проектируемые согласно техническим заданиям приводы работают в режиме мало меняющейся нагрузки.
В этом случае поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника
при циркуляционном нагружении для шариковых подшипников
Поле допуска отверстия для наружного кольца шариковых и роликовых подшипников при местном нагружении
6 Уплотнительные устройства
Применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также защиты их от попадания пыли грязи и влаги.
В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят на две группы: наружные — устанавливают в крышках и внутренние — устанавливают с внутренней стороны подшипниковых узлов.
Манжетные уплотнения.
Их используют при смазывании подшипников как густым так и жидким материалом при низких и средних скоростях v 10 мс так как они оказывают сопротивление вращению вала.
Для быстроходного вала применим манжету
Для тихоходного вала применим манжету
В проектируемом приводе применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
Для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора установленных как правило на общей раме применены упругие втулочно-пальцевые муфты. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту который должен быть в пределах номинального.
Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412—85) или стали ЗОЛ (ГОСТ 977—88); материал пальцев — сталь 45 (ГОСТ 1050—88); материал упругих втулок — резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Нмм
Исходя из момента и диаметра применяем муфту
Смазка закрытой передачи и подшипников
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Данный способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях от 03 до 125 мc.
Сорт масла рекомендуется выбирать в зависимости от значения контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колёс.
Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 04 08л. на 1кВт. передаваемой мощности.
Контроль за уровнем масла находящегося в корпусе редуктора будем контролировать жезловым маслоуказателем.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Стечением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло в редукторе периодически меняют. Для этого в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины. Отдушину устанавливаем на крышку смотрового окна.
Для смазывания подшипников применим пластичную смазку ЦИАТИМ-203 по ГОСТ8773-73
Для отделения подшипникого узла от общей смазочной системы редуктора применим мазеудерживающее кольцо.
В качестве уплотняющего устройства используем манжетные уплотнения по ГОСТ8752-79.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники предварительно нагретые до ;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники также предварительно нагретые в масле.
Собранные валы устанавливают в корпус редуктора: быстроходный вал устанавливается в крышку корпуса а тихоходный вал закладывается в основание корпуса. Крышку корпуса вместе с быстроходным валом надевают на основание покрывая предварительно поверхность стыка крышки и основания спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на основание с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящих крышку к основанию.
Далее в подшипниковые камеры устанавливают распорные кольца и закладывается пластичная смазка.
Перед установкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. На все крышки закрывающие подшипниковые камеры устанавливают прокладки затем крышки устанавливают в подшипниковые гнёзда. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
Шейблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» 2002 г.
Дунаев П. Ф. Пелинов О. П. «Курсовое проектирование» 1984 г.
Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» 1987 г.
Чернилевский Д.В. «Курсовое проектирование деталей машин и механизмов» 1980 г.
Посилевич Г. Б. «Детали машин» 1988 г.
Федосьев В. И. «Сопротивление материалов» 1985 г.

Содержание.doc

1.Условия эксплуатации машинного агрегата 1
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода 2
1.Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя 3
2.Определение передаточного числа привода и его ступеней 5
3.Определение силовых и кинематических параметров привода 7
Определение допускаемых напряжений. Выбор материала зубчатых передач 12
1.Выбор твердости термообработки и материала колес 12
2.Определение допускаемых контактных напряжений 14
3.Определение допускаемых напряжений изгиба 15
Расчет зубчатых передач редуктора 17
1.Проектный расчет закрытой зубчатой передачи 18
2.Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи 22
Расчет открытой передачи 26
1.Силовые и кинематические параметры передачи 26
2.Выбор твердости термообработки и материала колес 28
3.Определение допускаемых контактных напряжений 30
4.Определение допускаемых напряжений изгиба 31
5.Проектный расчет открытой зубчатой передачи 32
6.Проверочный расчет открытой зубчатой передачи 37
Нагрузки валов редуктора 40
1.Силы в зацеплении 40
2.Консольные силы 41
1.Выбор материала 42
2.Допускаемые напряжения на кручение 42
3.Определение геометрических параметров ступеней валов 43
4.Проверочный расчет валов 46
5.Проверочный расчет подшипников 51
Конструктивная компоновка привода 52
1.Зубчатое колесо 52
3.Шпоночные соединения 53
4.Проверочный расчет шпонок 54
5.Посадка подшипников 55
6.Уплотнительные устройства 56
Смазка закрытой передачи и подшипников 58