Проектирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет цепной передачи привод

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки редуктора

10.Проверка прочности шпоночных соединений

11.Уточненный расчет валов

12.Посадка зубчатого колеса, звездочки и подшипников

13.Выбор сорта масла

14.Сборка редуктора

Список использованных источников

Введение

Развитие народного хозяйства государства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное могущество современного человека заключено в технике машинах, механизмах, аппаратах и приборах, выполняющих весьма разнообразную полезную работу. В настоящее время нет такой отрасли народного хозяйства, в которой не использовали бы машины и механизмы в самых широких масштабах.

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация в промышленности, сельском хозяйстве, строительстве, на транспорте, в коммунальном хозяйстве.

Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность они должны быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании, допускать стандартизацию деталей и сборочных единиц. Любая машина должна иметь привод - систему, состоящую из двигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машины.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.);

относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.)

При проектировании привода производят кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты изделия на прочность, решают вопросы, связанные с выбором материалов и наиболее технологических форм деталей, освещают вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Рисунок 1- Кинематическая схема привода ленточного конвейера

1 - электродвигатель; 2 - упругая муфта; 3 - редуктор; 4 - цепная передача

Расчет общего КПД привода

(1.1)

где -КПД всего привода;

-КПД пары цилиндрических зубчатых колес;

-коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

-КПД открытой цепной передачи;

-КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана

,

Определение мощности на валу барабана

, (1.2)

где -мощность на валу барабана, кВт;

-тяговая сила ленты, кН;

-скорость движения ленты, м/с

Требуемая мощность электродвигателя

, (1.3)

где -требуемая мощность электродвигателя, кВт;

-мощность на валу барабана, кВт;

-КПД общего привода

Угловая скорость барабана

, (1.4)

где -угловая скорость барабана, рад/с;

-скорость движения ленты, м/с;

-диаметр барабана, м

Частота вращения барабана

, (1.5)

редуктор привод электродвигатель механизм

где-частота вращения барабана, об/мин;

-угловая скорость барабана, рад/с

Для ленточного конвейера (барабан)

=60 об/мин

2,0 рад/c

По ГОСТ 19523 - 81 по требуемой мощности Р_тр=8,6 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160S6 с параметрами: Р_дв=11 кВт и n_дв=974 об/мин.

Угловая скорость двигателя

, (1.6)

где -угловая скорость двигателя, рад/с;

-номинальная частота вращения

Проверим общее передаточное отношение

, (1.7)

где -передаточное отношение;

-угловая скорость, рад/с;

-угловая скорость барабана, рад/с

5,для цепной передачи (ГОСТ 2185 - 66)

, (1.8)

где -передаточное отношение цепной передачи;

-передаточное отношение;

-передаточное отношение редуктора

Таблица 1-Частота вращения и угловые скорости валов редуктора, и приводного барабана:

Вал В	=974 об/мин
Вал С
Вал А

Вращающие моменты:

На валу шестерни

, (1.9)

где -номинальная частота вращения двигателя, кВт;

На валу колеса

, (1.10)

где -вращающий момент;

-передаточное отношение цепной передачи

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение

(2.1)

где -допускаемое контактное напряжение МПа;

-предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

-коэффициент долговечности;

-коэффициент безопасности

= 2HB+ 70 (2.2)

Для шестерни

[]==, (2.3)

где -допускаемое контактное напряжение МПа;

-твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

-коэффициент долговечности

, (2.4)

где -допускаемое контактное напряжение МПа;

-твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

-коэффициент долговечности

Расчетное допускаемое напряжение

[]= 0,45 (482+428)= 410 МПа, (2.5)

Требуемое условие

выполнено

Определение межосевого расстояния

(2.6)

где -межосевое расстояние, мм;

К=43;

-передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);

-вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н;

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;

-коэффициент ширины венца,

принимаю =0,4 по ГОСТ 2185-66;

=1,25

мм

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66

Определение модуля зацепления

,

где -модуль зацепления, мм;

-межосевое расстояние, мм

Примем угол наклона зубьев для шевронных колес

Определение числа зуба и шестерни колеса

, (2.7)

Принимаю число зубьев шестерни z; тогда z,

Уточнение значения угла наклона зубьев

, (2.8)

где -угол наклона зубьев;

z -число зубьев;

-нормальный модуль зацепления, мм;

-межосевое расстояние, мм

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные

, (2.9)

,

проверка:

,

где -делительный диаметр шестерни, мм

-делительный диаметр колеса, мм

Диаметры вершин зубьев

, (2.10)

,

где -диаметр вершин зубьев шестерни, 71,66 мм

-диаметр вершины зубьев колеса, 338,34 мм

Ширина колеса

b, (2.11)

где -ширина колеса, мм;

-межосевое расстояние, мм;

-коэффициент ширины венца,

Ширина шестерни

, (2.12)

где -ширина шестерни, мм;

-ширина колеса, мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

, (2.13)

где -коэффициент ширины шестерни,

-ширина шестерни, мм;

-делительный диаметр шестерни, мм

Определение окружности скорости колес

, (2.14)

где -окружная скорость колес, м/с;

-угловая скорость, рад/с;

-делительный диаметр шестерни, мм

Определение коэффициента нагрузки

(2.15)

1,155*1,08*1,0=1,245,

Проверка контактного напряжения

, (2.16)

где -контактное напряжение, МПа;

-межосевое расстояние, мм;

-вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н;

-коэффициент нагрузки;

-передаточное число редуктора

Примечание

323 МПа < 410 МПа

Условие прочности выполнено.

Действующие силы в зацеплении

-окружная:

, (2.17)

где -окружная действующая сила, Н;

-вращающий момент быстроходного вала редуктора, Нм;

-делительный диаметр шестерни, мм

-радиальная:

, (2.18)

где -радиальная действующая сила, Н;

-угол зацепления в нормальном сечении принимается ;

-угол наклона зубьев по расчету

-осевая:

, (2.19)

где -осевая действующая сила, Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба

(2.20)

где -выносливость зубьев, МПа;

-окружная действующая сила, Н;

-нормальный модуль зацепления, мм

Коэффициент нагрузки

(2.21)

где -коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

-у шестерни:

, (2.22)

-у колеса:

, (2.23)

Y= 3,84 и Y= 3,60

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб

 (2.24)

где -допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

-предел контакта выносливости, МПа;

-коэффициент безопасности

По таблице 3.9[1] для стали 45 улучшенной предел при твердости НВ

-для шестерни:

, (2.25)

-для колеса:

, (2.26)

Коэффициент безопасности

где (для паковок и штамповок). Следовательно [S]=1,75

По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной;

для штамповок и отливок:

Допускаемое напряжение по формуле (2.23)

-для шестерни:

, (2.27)

-для колеса:

, (2.28)

Определяем отношение

(2.29)

-для шестерни:

,

-для колеса:

,

Проверяем прочность зуба колеса

, (2.30)

(2.31)

,

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8 степени точности

Проверяем прочность зуба колеса.

, (2.32)

, (2.33)

условие прочности выполнено

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжением.

Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий вал)

Ведущий вал

25,8, (3.1)

где -выходной конец вала редуктора;

-крутящий момент,;

-допускаемое напряжение на кручение, МПа

Принимаю =32мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под и . Примем под подшипники .

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем

Диаметр выходного конца вала (ведомый - тихоходный вал редуктора)

47,7 , (3.2)

где -диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d=50 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем =55 мм, под зубчатым колесом

мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняю за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.

=66,66 мм; =71,66 мм; =85 мм;

=333,34 мм; =338,34 мм; =80 мм.

Диаметр ступицы

, (4.1)

где -диаметр ступицы, мм;

-диаметр колеса, мм

Длина ступицы

, (4.2)

где -длина ступицы, мм;

-диаметр колеса, мм

Принимаем

Толщина обода

, (4.3)

где -толщина обода, мм;

- нормальный модуль зацепления, мм

Принимаем

Толщина диска

C=0,3 , (4.4)

где С-толщина диска, мм;

-ширина колеса, мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовить литьем из серого чугуна.

Толщина стенок корпуса и крышки

Для стенок корпуса

, (5.1)

где -толщина стенок корпуса, мм;

-межосевое расстояние, мм;

Принимаем мм;

Для стенок крышки

, (5.2)

где -толщина стенок крышки, мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхний пояс корпуса и пояс крышки:

, (5.3)

,

где -толщина верхнего пояса корпуса, мм;

-толщина стенок корпуса, мм

Нижний пояс корпуса

, (5.4)

где -толщина нижнего пояса корпуса, мм;

-толщина стенок корпуса, мм

Принимаем

Диаметры болтов:

Фундаментальных

, (5.5)

где -межосевое расстояние, мм

Принимаем болты с резьбой М20, крепящих крышку к корпусу у подшипников

, (5.6)

принимаем болты с резьбой М16, соединяющих крышку с корпусом

, (5.7)

принимаем болты с резьбой М12.

6. Расчет цепной передачи привода

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь смотреть таблица 7.15 [1]

Вращающий момент на ведущей звездочке

, (6.1)

где -вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н;

- вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н

Передаточное число было принято

Число зубьев:

ведущей звездочки

 (6.2)

ведомой звездочки

(6.3)

где -число зубьев;

-передаточное отношение цепной передачи

принимаем

и

Тогда фактическое отклонение

Расчетный коэффициент нагрузки

(6.4)

где -коэффициент нагрузки;

=1-динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру);

=1-учитывает влияние межосевого расстояния;

=1-учитывает влияние угла наклона центров;

=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;

=1 при непрерывной смазке;

=1-учитывает односменную работу в сутки

Для определения шага цепи по формуле надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18 [1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной следует задаваться ориентировочно.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения

(6.5)

среднее значение допускаемого давления при n 200 об/мин [p]=23 МПа.

Принимаем среднее значение [p]=20H/мм

Шаг однорядной цепи (m=1)

Шаг цепи

(6.6)

где -шаг цепи, мм;

-вращающий момент на ведущей звездочке,

-число зубьев ведущей звездочки;

-коэффициент нагрузки;

- среднее значение допускаемого давления,Н*мм;

m-число рядов цепи

Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР-25,4-179,7 по ГОСТ 13568-75, имеющую:

t=38,1 мм;

В=25,4

d=11,12

d=22,23

h = 36,2

b = 58

Q=127 кН;

q=5,5 кг/м;

=394 мм

Определяем скорость цепи

(6.7)

где -скорость цепи, м/с;

- число зубьев ведущей звездочки;

-шаг однорядной цепи, мм;

- частота вращения ведущей звездочки

Окружная сила

(6.8)

Проверяем давление в шарнире

(6.9)

где -давление в шарнире, МПа;

-окружная действующая сила, Н

-коэффициент нагрузки

-проекция опорной поверхности шарнира, мм

Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление

(6.10)

Условие. выполнено

Определяем число звеньев цепи.

(6.11)

где

(6.12)

(6.13)

(6.14)

тогда

(6.15)

округляем до четного числа

уточняем межосевое расстояние цепной передачи

 (6.16)

=

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 т.е. на 1810*0,0047 мм

Определяем диаметры делительных окружностей

(6.17)

где и -число зубьев ведущей и ведомой звездочки

Определяем диаметр наружной окружности звездочки

(6.18)

где -диаметр ролика цепи

Силы действующие на цепь;

Окружная - определена выше; От центробежных сил

 (6.19)

где

от провисания

(6.20)

где при угле наклона передачи 45.

Расчетная нагрузка на валы.

(6.21)

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи.

(6.22)

это больше чем нормативный коэффициент запаса [s] 9,4;

Следовательно условие s>[s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки

Ступица звездочки

(6.23)

(6.24)

принимаем

Толщина диска звездочки

 (6.25)

где В- расстояние между пластинками внутреннего звена

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышки редуктора.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом;

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А - Б;

б) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни;

в) переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10-11 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой, место перехода вала смещаем на 2 - 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала);

б) отложив от середины редуктора расстояние , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход вала смещаем на 2 - 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 - 3 мм для натяга.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Габариты подшипников заносим в таблицу 2.

Таблица 2-Габариты подшипников

Условное обозначение подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С
308	40	90	23	41,0	22,4
311	55	120	29	71,5	41,5

Принимаем для смазки подшипников пластичный смазочной материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер мм

Принимаю мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу мм и на ведомом мм

Измерением устанавливаем расстояние, определяющие положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала , принимаю окончательно мм.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал

Выписываю

,,;

из первого этапа кампоновки

Реакции опор:

В плоскости xz

 (8.1)

где -окружная сила, Н

в плоскости xy

(8.2)

где -расстояние на ведущем валу, мм;

- осевая действующая сила, Н;

-делительный диаметр шестерни, мм

(8.3)

где -расстояние на ведущем валу, мм;

- осевая действующая сила, Н;

-делительный диаметр колеса, мм

Проверка:

Суммарные реакции

(8.4)

(8.5)

Определение эквивалентной нагрузки

В соответствии с рисунком 2, намечаем радиальные шариковые подшипники №308; d=40 мм, D=90 мм, B=23 мм, C=41,0 кН, =22,4 кН.

Рисунок 2-Расчетная схема ведущего вала

Эквивалентная нагрузка.

(8.6)

где =1-вращается внутреннее кольцо;

=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

-радиальная нагрузка Н;

Отношение - этой величине соответствует,

Отношение

(8.7)

Принимаем по таблице 9.18 [1]

Отношение

Расчетная долговечность подшипника млн. об

Ведомый вал

(8.8)

Расчетная долговечность подшипника

(8.9)

где -частота вращения ведущего вала, об/мин;

-долговечность подшипника, млн. об

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Выписываю: ,,;

Нагрузка на вал от цепной передачи Н;

Составляющие этой нагрузки

(8.10)

Из первого этапа компоновки и Реакции опор в плоскости , в соответствии с рисунком 3.

Рисунок 3-Расчетная схема ведомого вала

 , (8.11)

где -расстояние на ведущем валу, мм;

-окружная сила, Н

, (8.12)

где -расстояние на ведущем валу, мм;

-окружная сила, Н

Проверка:

В плоскости

, (8.13)

где -расстояние на ведущем валу, мм;

-радиальная сила, Н;

-делительный диаметр колеса, мм

(8.14)

=

где -расстояние на ведущем валу, мм;

-радиальная сила, Н;

-делительный диаметр колеса, мм

Проверка :

=0

Суммарные реакции

(8.15)

(8.16)

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Шариковые радиальные подшипники 311 средней серии: d=55 мм; D=120 мм; В=29 мм; C=71,5 кН; =41,5 кН

Отношение

этой величине соответствует

отношение

следовательно, Х=1; Y=0 Поэтому

 (8.17)

Примем , учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.

Определение расчетной долговечности млн. об.

(8.18)

Расчетная долговечность ч.

, (8.19)

где частота вращения ведомого вала, об/мин.

Подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс 8*10ч, а подшипники ведомого вала 311 имеют ресурс 50*10 ч.

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки редуктора имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей. Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии . Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости (чертежа) разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Подбор шпонок по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Для ведущего вала редуктора:

d=32 мм; bh =10x8 мм; t= мм; l =70 мм; МУВП =80 мм

Определение напряжения смятия и условия прочности

, (10.1)

где напряжения смятия и условия прочности, МПа;

- вращающий момент на ведущем валу,;

- диаметр вала,32 мм;

- высота шпонки,10x8 мм;

- длина шпонки,70 мм;

- ширина шпонки, мм

(10.2)

Ведомый вал:

d =50 мм; bh=16x10 мм; t мм; l=80 мм; T мм;

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ - 15).

(10.3)

Условие выполнено.

11. Уточненный расчет валов

Проверочный (уточненный) расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями

Соблюдение прочности при

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По таблице 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае мм) среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

, (11.1)

где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа

Определяю предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

, (11.2)

где -предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений, МПа

Диаметр вала под зубчатым колесом - d=35 мм.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определение коэффициента запаса прочности

(11.3)

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

, (11.4)

при d=32 мм; b=10 мм; =5 мм по таблице 8.5 [1]

(11.5)

,

где -момент сопротивления кручения, мм;

-диаметр вала, мм

Принимаем =1,68 смотреть таблицу 8.5,[1] =0,76 смотреть таблицу 8.8, [1] и

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты =80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

, (11.6)

Определение коэффициента запаса прочности нормальным напряжением

(11.7)

где -коэффициент запаса прочности при нормальном напряжении

Определение результирующего коэффициента запаса прочности для сечения под зубчатым колесом

, (11.8)

где -результирующий коэффициент запаса прочности

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; =570 МПа

Пределы выносливости

МПа , (11.9)

МПа , (11.10)

Сечение А-А. диаметр вала в этом сечении 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

=1,59 и =1,49; масштабные факторы

=0,775; = 0,67; коэффициенты

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

, (11.11)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

, (11.12)

где -изгибающий момент в вертикальной плоскости,

-делительный диаметр колеса, мм

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

, (11.13)

Момент сопротивления кручению

d=50 мм; b=18 мм; =7 мм

,

где -момент сопротивления кручения, мм;

-диаметр вала, мм

Момент сопротивления изгибу

(11.14)

,

где -момент сопротивления кручения, мм;

-диаметр вала, мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

, (11.15)

где -момент сопротивления кручения, мм;

-вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

, (11.16)

где -момент сопротивления кручения, мм

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, по формуле (11.7)

, (11.17)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, по формуле (11.3)

(11.18)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, по формуле (11.8)

, (11.19)

где -результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение К-К. концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

 и ;

принимаем и

определение изгибающего момента

, (11.20)

Осевой момент сопротивления

, (11.21)

где -диаметр вала, мм

Амплитуда нормальных напряжений

, (11.22)

Полярный момент сопротивления

, (11.23)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

, (11.24)

где -вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н

-полярный момент сопротивления,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, по формуле (11.7)

, (11.25)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, по формуле (11.3)

(11.26)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К, по формуле (11.8)

, (11.27)

где -результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом мм к мм, при и коэффициенты концентрации напряжений и Масштабные факторы.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К

Осевой момент сопротивления сечения, по формуле (11.14)

(11.28)

где -диаметр вала, мм

Амплитуда нормальных напряжений, по формуле (11.16)

МПа (11.29)

Полярный момент сопротивления, по формуле (11.23)

(11.30)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, по формуле (11.15)

(11.31)

где -вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н

-полярный момент сопротивления,

Коэффициент запаса прочности, по формуле (11.7) и (11.3)

(11.32)

12,2 (11.33)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л, по формуле (11.8)

, (11.34)

где -результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и и

Изгибающий момент (положим )

(11.35)

Момент сопротивления сечения нетто при и

(11.36)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба.

(11.37)

Момент сопротивления кручению сечения нетто.

(11.38)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.

(11.39)

Коэффициенты запаса прочности.

(11.40)

(11.41)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

(11.42)

Сведем результаты в таблицу 3.

Таблица 3-Коэффициент запаса

Сечение	А-А	К-К	Л-Л	Б-Б
Коэффициент запаса S	7,1	3,2	4,4	5

12. Посадка зубчатого колеса, звездочки и подшиников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в таблице 3.

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Таблица 4-Посадки основных деталей передач

Рекомендуемые посадки	Пример соединения
	Шкивы и звездочки
	Зубчатые и червячные колеса, и зубчатые муфты на валы; венцы червячных колес на центр
Отклонение вала k6	Внутренние кольца подшипников качения на валы
Отклонение отверстия H7	Наружные кольца подшипников качения в корпусе

13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета масла на 1 кВт передаваемой мощности:

По таблице 5 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости , рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По таблице 6 принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс - масленки.

Таблица 5-Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при

Контактные напряжения,МПа,	Кинематическая вязкость, при окружной скорости v,
	До2	Св.2 до 5	Св.5
До 600	34	28	22
Св. 600 до 1000	60	50	40
Св. 1000 до 1200	70	60	50

Таблица 6-Масла, применяемые для смазывания зубчатых и червячных передач

Сорт масла	Марка	Кинематическая вязкость,
Индустриальное	И-20А И-30А И-50А И-100А
Авиационное	МС-14 МС-20	при
Цилиндровое	52	при 44-59

14. Сборка редуктора

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 шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемый техническими условиями.

Список использованных источников

1. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей и машин - М.: «Машиностроение», 1987 г.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Детали машин, курсовое проектирование -М.: «Высшая школа», 1984 г.

3. В.И. Анурьев, Справочник конструктора - М.: «Машиностроение»,1980 г.

Размещено на Allbest.ru