Редуктор одноступенчатый цилиндрический прямозубый

Редукторы цилиндрические одноступенчатые типа РЦО*

Одноступенчатые редукторы рассчитаны на передачу крутящего момента от 200 до 63000 Н·м при передаточных числах от 2 до 7,1.

Конструкция редуктора РЦО показана на листе 42.

Литые корпус и крышка выполнены из чугуна, вал-шестерня и зубчатое колесо – из легированной стали. Зацепление косозубое с углом наклона около 10°. Опорами для валов служат конические однорядные роликоподшипники, так как они воспринимают одновременно радиальные и осевые нагрузки, возникающие при работе в косозубой передаче.

Регулировка осевого зазора в подшипниках осуществляется специальным устройством. Сквозные закладные крышки устанавливаются в пазах корпуса и крышки, центрируются по отверстию расточки под наружное кольцо подшипника и фиксируется от проворота штифтом, установленным в отверстии, выполненном в нижней части корпуса. Сквозные закладные крышки имеют в отверстиях резьбу, куда ввинчивается до упора пробка, которая упирается в шайбу, установленную в отверстии расточки. Шайба опирается на торцевую поверхность подшипника. При вращении пробки происходит изменение осевого зазора подшипника. Для сохранения отрегулированного зазора пробка стопорится планкой с выступом, который входит в паз пробки и исключает ее вращение. Планка закреплена двумя болтами на торцевой поверхности сквозной закладной крышки (см. выносной элемент И на листе 42).

* Редукторы РЦО, РЦД, РЦТ, Ц и Ц2Ш разработаны Электростальским заводом тяжелого машиностроения.

Зацепление может смазываться окунанием в масло, залитое в картере корпуса. Если моменты превышают допускаемую термическую мощность, охлажденное масло для смазывания и охлаждения редуктора подводится через сопла от смазочной системы централизованно.

Обычно подшипники смазываются разбрызгиванием. Для устранения возможного переполнения маслом пространства между подшипником и шайбой, что может привести к перегреву подшипника и течи масла по валу через уплотнения, предусмотрены отверстия в шайбе и щели между шайбой и сквозной закладной крышкой, через них масло отводится в канавки и через отверстие в корпусе проходит в картер редуктора. Для поддержания наименьшего уровня масла в подшипнике в нижней части отверстия под подшипник устанавливают угольник, изогнутый по диаметру и закрепленный винтами к корпусу.

На верхней поверхности редуктора, на смотровой крышке, установлен вентиляционный колпак для отвода из внутренней части теплового воздуха и паров масла.

В табл. 86 приведены габаритные и присоединительные размеры (лист 43) цилиндрических одноступенчатых редукторов типа РЦО с межосевыми расстояниями от 100 до 630 мм, даны объемы заливаемого масла и масса этих редукторов.

Редукторы типа РЦО используются в приводах металлургического и горнорудного производства и могут работать в следующих условиях:

нагрузка постоянная и переменная одного направления и реверсивная;

вращение валов как в одну, так и в другую сторону;

окружная скорость зубчатых передач до 20 м/с;

температура внешней среды от -40 до +50 °С;

неагрессивная среда, повышенная запыленность и влажность.

Концы быстроходных и тихоходных валов – цилиндрические с допусками посадки r6 (легкопрессовая). На втором конце тихоходного вала имеется заточка, на торце выполнены резьбовые отверстия для центрирования и крепления деталей, присоединяемой электроаппаратуры. Размеры концов валов даны в табл. 87.

Для редукторов PЦO, РЦД и PЦT устанавливаются основные параметры: межосевые расстояния, модули, углы наклона и ширина колес, а также задается смещение исходного контура в зависимости от числа зубьев шестерни. В табл. 88 приведены основные параметры зубчатых передач. Фактические передаточные числа одноступенчатых редукторов и числа зубьев шестерен и колес приведены в табл. 89.

Допускаемые моменты на тихоходном конце вала, термическая мощность, консольная нагрузка на конец тихоходного вала даны в табл. 90.

Для каждого межосевого расстояния и номинального передаточного числа устанавливаются предельная частота вращения быстроходного вала (табл. 91). Расположение и размеры отверстий для подвода и отвода масла приведены в табл. 92.

Рекомендуемые марки масел для смазывания зацепления цилиндрических редукторов типа РЦО, РЦД и PЦT приведены в табл. 93.

Габаритные и присоединительные размеры цилиндрических одноступенчатых редукторов типа РЦО (лист 43), мм

Размеры концов валов цилиндрических одно-, двух- и трехступенчатых редукторов типов РЦО, РЦД, PЦT, мм

Основные параметры зубчатых передач цилиндрических редукторов типа РЦО, РЦД, РЦТ

Примечание. Коэффициенты смещения исходного контура X₁ = 0,4, х₂ = -0,4 при z = 15; X₁ = 0,2, х₂ = -0,2 при z = 16 и z = 17; в остальных случаях x₁= х₂ = 0.

Фактические передаточные числа и число зубьев цилиндрических одноступенчатых редукторов типа РЦО

Допускаемые нагрузки в цилиндрических одноступенчатых редукторах типа РЦО

Примечания: 1. Значения номинальных крутящих моментов Т_топределены для шестерен из стали 35ХМ с твердостью зубьев 300. 330 НВ и колес из стали 35ХМЛ с твердостью 260. 290 НВ. 2. КПД редуктора — 0,98.

Координаты и размеры отверстий для подвода и отвода масла в цилиндрических одноступенчатых редукторах типа РЦО

Марки масел для цилиндрических одно-, двух- и трехступенчатых редукторов типа РЦО, РЦД, РЦТ

Методика выбора цилиндрических редукторов типа РЦО, РЦД, РЦТ, Ц и Ц2Ш

Редукторы выбираются по наибольшему рабочему крутящему моменту Т_р, приложенному к тихоходному валу независимо от продолжительности его действия, но с учетом режима работы механизма и допускаемой предельной скорости вращения быстроходного вала n_Бпр.

Под наибольшим рабочим крутящим моментом подразумевается периодический и часто повторяющийся максимальный момент при нормальном технологическом процессе.

Для редукторов типа РЦО, РЦД и РЦТ

Значения коэффициентов K и K₁ цилиндрических редукторов типа РЦО, РЦД, РЦТ, Ц и Ц2Ш

для редукторов Ц и Ц2Ш

где Т_т – момент на конце тихоходного вала;

п _Б – рабочая частота вращения быстроходного вала, мин -1 ;

К – коэффициент запаса надежности, учитывающий режим работы механизма (табл. 94);

К₁ – коэффициент, учитывающий скорость вращения быстроходного вала (табл. 94); n_Бпр – допускаемая предельная частота вращения быстроходного вала (см. табл. 91).

При картерной системе смазывания редукторы РЦО, РЦД и РЦТ следует проверить на тепловую нагрузку по передаваемой мощности Р_р.

Должно выполняться условие

где Р_терм – допускаемое значение мощности, кВт (см. табл. 90,106,121).

Значения номинального крутящего момента Т_т на тихоходном валу приведены в табл. 90,106,121.

Кратковременные пиковые нагрузки случайного характера (Т_п) не должны превышать удвоенного номинального момента (Т_т) даже при однократном их приложении, т. е.

Кинематический и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи, ведомого и ведущего валов редуктора. Подбор подшипников качения для них. Выбор сорта масла и способы смазки зубчатых колес. Конструирование корпуса редуктора.

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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ «БЕЛОРУССКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ АВИАЦИИ»

ЦИКЛОВАЯ КОМИССИЯ ОБЩЕТЕХНИЧЕСКИХ ДИСЦИПЛИН

ПО УЧЕБНО ДИСЦИПЛИНЕ «ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА»

Спроектировать, для авиационного привода, одноступенчатый цилиндрический прямозубый закрытый редуктор с передаточным числом u = 5, чтобы он мог передавать мощность Р₁ = 3кВт при частоте вращения ведущего вала n₁= 950 об/мин.

Привод предназначен для длительной эксплуатации, валы установлены на шарикоподшипниках, шестерня и колесо изготовлены из одной марки стали 20ХН2.

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

3. Расчет тихоходного (ведомого) вала редуктора

4. Расчет быстроходного (ведущего) вала редуктора

5. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для быстроходного вала редуктора

6. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для тихоходного вала редуктора

7. Выбор сорта масла и способы смазки

8. Конструирование корпуса редуктора

Список использованных источников

1. Кинематический и силовой расчеты привода

Исходные данные к расчету:

u =5 – передаточное число прямозубой передачи редуктора

Р₁ = 3 кВт – передаваемая мощность ведущим валом редуктора

n₁= 950 об/мин – частота вращения ведущего вала редуктора

Определим КПД привода

где – зубчатой передачи

– пары подшипников, установленных на одном валу.

Определение частоты вращения ведомого вала редуктора

Определение угловой скорости вращения валов редуктора

(рад/с) – угловая скорость ведущего вала

(рад/с) – угловая скорость ведомого вала

Определение мощности на ведомом валу редуктора

Определение вращающих моментов на валах редуктора

Подбор двигателя по мощности и частоте вращения .

По таблице 16.7.1 [4, с.280] подбираем двигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый. При об/мин и кВт рекомендуют типоразмер 132M2

2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

Исходные данные к расчету

u = 6.3 – передаточное число прямозубой передачи редуктора

= 219.23(Н·м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора

= 2930 об/мин – чистота вращения ведущего вала редуктора

сталь 20XH – материал изготовления зубчатых колес передачи

Определение контактного допускаемого напряжения

По таблице для стали 20XH при улучшении, цементации и закалке имеем: твердость зубьев HRC_э 2200+70. Берем HRC_э 2200+70.

Предел выносливости при базовом числе циклов нагружения зубьев

Коэффициент безопасности S_н =1,2-1,3

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

По ГОСТ 2185-66 назначаем = 111.4=112мм

В проектном расчете = 1,15 – коэффициент распределения по ширине зубчатого венца колеса имеет ориентировочное значение при НВ о С выбирают по [1, с 253,т.10.8], например, для нашего случая при = 351.5 МПа и н = 4.1м/с , назначаем кинематическую вязкость х =28 10 -6 м 2 /с, а марку масла выбирают по этой кинематической вязкости х [1,c 253, т10.10]

При х =28 10 -6 м 2 /с и t = 50 о С назначаем марку масла индустриальное И-30А.

С увеличением вязкости х смазочного материала возрастает нагрузочная способность передачи, но ухудшается теплоотвод от контактирующих поверхностей.

Жидкие масла могут быть на минеральной и нефтяной основе. Но ни одно из этих масел не может удовлетворить всем требованиям предъявляемым к ним.

Объем масляной ванны определяют из расчета (0,4…0,8) литра на один кВт передаваемой мощности.

V = (0,4…0,8) Р₁ = (0,4…0,8)11= (4.4…8.8) л , примем V=8л.

Уровень масла должен быть не выше центра тела качения подшипника.

Один раз в месяц масло пополняется, а через (3. 6) месяцев его полность меняют.

Смазывание подшипников осуществляют разбрызгиванием масла и за счет масляного тумана при картерной смазке зубчатых колес.

8. Конструирование корпуса редуктора

При конструировании корпуса редуктора необходимо обеспечить его прочность и жесткость, исключающие перекосы валов.

Конструктивными элементами корпуса редукторв являются:

1 – основание редуктора (картер)

2 – крышка редуктора

3 – приливы под подшипники качения

4 – гнезда под подшипники качения

5 – ребра жесткости корпуса редуктора

6 – бобышки (приливы) под болты диаметром d₃ для стягивания верхней и нижней крышек редуктора в том месте, где устанавливаются подшипники

7 – фланцы крышки и основания редуктора (в плоскости разъема редуктора). Фланцы крышки и основания крепятся стяжными болтами диаметром d₂.

8 – лапы для крепления редуктора к фундаменту (раме). Крепление лап осуществляется при помощи фундаментных болтов диаметром d₁.

9 – крышка смотрового отверстия (отдушина)

10 – крючки для транспортировки редуктора

Материал корпуса редуктора обычно чугун, чугунные корпуса изготавливают в виде отливок.

Для удобства сборки корпуса редуктора выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через ось валов, а для удобства обработки её располагают параллельно плоскости основания редуктора.

Рис. 6 Литые корпус и крышка двухступенчатого цилиндрического

Таблица 4. Ориентировочные размеры конструктивных элементов литых корпусов

Формула и результат расчета

Толщина стенки основания корпуса (картера)

= 0,01 +7 8 мм, принимаю = 10 мм

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

Диаметр фундаментных блоков

d₁ 1,5m1,51522,5 мм, принимаю d₁=24 мм

Ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту (раме)

Толщина фундаментных лап

В₁ 2,35 2,35 10 23,5 мм, принимаю В₁= 24 мм

Диаметр стяжных болтов

Ширина фланцевых крышек под стяжные болты

Толщина фланцев крышек нижнего и верхнего поясов редуктора

В₂=1,5=1,510=15мм, принимаю В₂ = 16 мм

Шаг между осями стяжных болтов

t (10…15) d₂ = (120…180), принимаю конструктивно t =150

Диаметр штифтов для точной установки крышки редуктора на его основание

Диаметр болта в бобышке около подшипников, для стягивания верхней и нижней крышек редуктора

Диаметр отверстия в бобышке под подшипник назначают по

Глубина подшипниковых гнезд назначается конструктивно для всех подшипников одинаковой:

– толщина мазеудерживающих колец

l= ++ + (3…4) = =27+10+10+(3…4) =50,

принимаю l= 50 мм

Диаметр винтов для крепления крышек подшипников назначают конструктивно

Основные размеры корпуса редуктора замеряют по эскизной компоновке

ширина В = 180 мм,

высота Н = 239,5мм,

длина L = 306,25 мм,

привод редуктор подшипник смазка

Список использованных источников

1. Эрдери, А.А. Детали машин. Учебник. /А.А. Эрдери, Н.А. Эрдери. – М.: АСАDЕМА, 2003

2. Солонская, К.А.Основы конструирования и расчета деталей машин. Учебно-методическое пособие/ К.А. Солонская, – Минск: МГВАК, 2013.

3. Солонская К.А. Техническая механика. Курсовое проектирование. Учебно-методическое пособие. / К.А. Солонская – Минск.: МГВАК, 2013Ч.1,2.3, – Мн.: МГВАК, 2008-2009.

4. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование./ Л.А. Курмаз, А.Т. Скойбеда Детали машин. Минск: УП «Технопринт», 2001.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

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 [426,8 K], добавлен 28.10.2012

Кинематический и силовой расчет привода. Определение клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода.

курсовая работа [2,6 M], добавлен 22.10.2011

Назначение и классификация редуктора. Кинематический и силовой расчет двигателя. Проектный расчет валов; конструирование зубчатых колес и корпуса и крышки цилиндрического редуктора. Эскизная компоновка редуктора, подбор механических муфт, расчет валов.

курсовая работа [1,8 M], добавлен 25.03.2012

Описание устройства и работы привода двухступенчатого цилиндрического редуктора; выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Расчёт передач валов, муфт, подбор подшипников. Конструирование зубчатых колес, элементов корпуса; сборка редуктора.

курсовая работа [5,8 M], добавлен 14.10.2011

Произведение расчета механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Выбор электродвигателя, материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных напряжений. Подбор способа и типа смазки редуктора и подшипников.

курсовая работа [193,4 K], добавлен 18.10.2011

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.

курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013

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 [377,6 K], добавлен 16.04.2011

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 [1003,4 K], добавлен 21.10.2015

Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора, его компоновка. Проверка долговечности подшипников. Конструирование зубчатых колес. Посадки подшипников. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Подбор и расчёт муфты.

курсовая работа [1,4 M], добавлен 18.06.2015

Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

Рассчитать зубчатую передачу редуктора по исходным данным:

межосевое расстояние – α=280 мм;

передаточное число редуктора – u=4;

материал колеса и вид термообработки – сталь 45 улучшенная;

скорость движения тягового органа транспортера – V=0,5м/с;

диаметр барабана транспортера – D=400 мм;

коэффициент рабочей ширины зубчатых колес по межосевому расстоянию – ψ_ва – 0.4;

Проектный расчет

Зубчатая передача состоит из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее — колесом; термин «зубчатое колесо» относят к обоим колесам передачи (параметры шестерни будем обозначать индексом 1, а колеса — 2).

Определение геометрических параметров зубчатой передачи.

Модуль зацепления — отношение шага к числу π.

Модули 0,05. 100 мм стандартизированы (табл.. 9.1 [1]).

Выбираем ряд стандартных модулей, которые входят в рассчитанный промежуток: 3;3,5;4;4,5;5;5,5 и заносим его в первую колонку таблицы 1.1.

Из определения межосевого расстояния:

находим суммарное число зубьев для каждого модуля таблицы:

Для определения числа зубьев z₂ иz₁ необходимо решить систему уравнений:

; z₁= 186,67/(1+4)≈37;

Фактическое передаточное число рассчитываем по формуле:

;

Погрешность передаточного числа:

0,9%

Погрешность Δu=0,9% допускается, исходя из условия ([1], табл.9.2 примечание 3:фактические значения передаточных чисел u_ф не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u≤4,5 и на 4% при u>4,5.)

Дальнейшие расчеты сводим в таблицу 1.1.

Суммарное число зубьев

Число зубьев колеса

Число зубьев шестерни

Фактическое передаточное число

Примечания к таблице:

Количество зубьев шестерни должно быть не менее z_min=17;

Суммарное число зубьев должно быть целым числом.

Сумма z₂ иz₁ должна быть равна суммарному числу зубьев.

Определяем геометрические параметры колес ([1], формула.9.2):

Рис.2. Геометрические параметры зубчатой передачи

Проверка 280 мм.

При определении ширины зубчатых венцов необходимо руководствоваться рядом нормальных линейных размеров (табл. 14.1 [1]), или округлять до числа, кратного 5.

Результаты расчетов геометрических размеров зубчатых колес сводим в табл. 1.2

Ширина зубчатого венца

Выбор материала шестерни по заданному материалу колеса и расчет допустимых напряжений.

Зубчатые колеса изготовляют из углеродистой или легированной стали (табл. 9.6 [1]), а при больших размерах (диаметр более 500 мм) применяют стальное литье.

Необходимая твердость шестерни ([1], стр.173, табл.9.6):

де НВ₂ – средняя твердость колеса.

Следует иметь в виду, что механические характеристики шестерни должны быть выше характеристик колеса. Возможно изготовление шестерни и колеса из стали одной и той же марки, но с разной термообработкой. Например, можно изготовить шестерню из стали 40Х улучшенной, а колесо — из стали 40Х нормализованной.

Для лучшей приработки зубьев при их твердости до 350 НВ рекомендуют иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на 20. 30 единиц (твердость по Бринеллю).

Материал для шестерни выбирают обычно несколько прочнее, чем для колеса, так как напряжение при изгибе в зубьях шестерни выше, чем в зубьях колеса, и число циклов нагружений для зуба шестерни больше.

Исходя из данных условий: НВ₂ = (194+263)/2 = 228,5;

Этому требованию удовлетворяет сталь 30ХГТ улучшенная, твердость 235…280.

Расчетная твердость НВ₁ = (235+280)/2 = 257,5.

1.3. Определение расчетного крутящего момента, который передает редуктор

Допускаемые контактные напряжения [_Н] (МПа) при расчете на усталость зубьев при изгибе для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение) по формуле 9.10 ([1]):

,

где _Нlimb– предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, ([1], табл.9.8);

К_HL– коэффициент долговечности. Он учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи, а также возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач ([1], стр.151); принимаем К_HL = 1.

Рассчитываем предел контактной выносливости:

Допустимые контактные напряжения:

Расчет крутящего момента на колесе (для прямозубых передач) ведем по наименьшему допустимому напряжению: [_Н ]=479 МПа по формуле 9.39 [1]:

, Н∙мм;

где К_H–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и принимаемый в зависимости от ψ_ва(табл. 9.17 [1]). ПринимаемК_H= 1,1.

К_а– коэффициент межосевого расстояния, учитывающий вид зацепления зубьев. К_а= 49,5 для прямозубых передач.

= 1932888,5 Н∙мм.