Проектування редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

Послідовність наступу науково - технічного прогресу тісно пов'язано з безперервним розвитком машинобудування - основи технічного переоснащення всіх галузей господарства.

З'являються інші матеріали, які ведуть до зміни традиційних чорних і кольорових металів і одержувати безвідходне виробництво деталей. При цьому нові матеріали підвищують період роботи деталей машин.

Успішний розвиток машинобудування залежить від спеціалістів, які виготовляють і експлуатують машину, обладнання, прилади. А це залежить від знань студентів, одержаних ними навиків при хорошій технічній підготовці.

Один із предметів для одержання технічних знань є " Технічна механіка ".

Складовою частиною любої машини є редуктор.

Редуктор - механізм із зубчастої або черв'ячної передачі, який виконаний в вигляді окремого агрегату і який служить для передачі енергії від двигуна до робочої частини машини, для зниження кутової швидкості і збільшення обертальних моментів.

Основними елементами редуктора є корпус і кришка редуктора, в яких розміщується елементи передачі - зубчасті і черв'ячні передачі, черв'яки, вали, колеса, підшипники і інші деталі. Редуктори діляться по таким ознакам.

1. Тип редуктора;

2. Кількість ступеней;

3. Кількість заходів;

4. Тип колеса;

5. Особливості кінематичної схеми.

При проектуванні редуктора студенти одержують навики:

1. Практичного розрахунку основних деталей;

2. Зубчастих (черв'ячних) колес;

3. Валів і шпонок;

4. Розрахунку І підбору підшипників;

5. Підбору електродвигуна;

6. Кінематичного розрахунку;

7. Підбору мастила, посадок.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний силовий розрахунок

1.1 Зображуємо кінематичну схему редуктора

Рисунок 1 Кінематична схема приводу

1.2 Визначаємо потужність електродвигуна

, (1.1)

де з_пр = з_п Ч з_під² Ч з_з = 0,98 Ч 0,99³ Ч 0,99 = 0,932, (1.2)

з_п = 0,98 - ККД пасової передачі

з_з = 0,99 - ККД зубчатої зачеплення

з_під = 0,99 - ККД підшипника (1 пари)

1.3 По [1, П1] ГОСТ 19523-81 підходить електродвигун трьохфазний, короткозамкнений, серії 4А, зачинений, обдуваючий, з синхронною частотою обертання 1000 з параметрами Р_е = 7,5 кВт і ковзанням S = 3,2 % типорозмір 4А132М6.

1.4 Визначаємо асинхронну частоту вала електродвигуна

, (1.3)

1.5 Визначаємо частоту обертання, кутові швидкості валів, а також передаточні число приводу

n₁ = n_е = 968 - на валу електродвигуна

n₃ = 75 - на веденому валу

, (1.4)

Приймаємо u_з = u_ред = 2,5 - по умові завдання

тоді , (1.5)

- ведучого вала (1.6)

1.6 Визначаємо кутові швидкості валів:

- на валу електродвигуна (1.7)

- на ведучому валу (1.8)

- на веденому валу (1.9)

1.7 Визначаємо обертальні моменти на валах

1.7.1 На валу електродвигуна

, (1.10)

1.7.2 На ведучому валу

, (1.11)

1.7.3 На веденому валу

, (1.12)

Таблиця 1

Результати розрахунків

Ре, кВт	Рен, кВт	з	uпр	n1,	n2,	n3,	щ1,	щ2,	щ3,	Т1, Н·м	Т2, Н·м	Т3, Н·м
6,1	6,5	0,94	12,9	968	387	75	101	41,0	4,85	64	155	776

2. Розрахунок зубчатої передачі

2.1 Вибір матеріалу і термообробки

Приймаємо для шестерні сталь 45 покращену з твердістю НВ290, для колеса сталь 45 покращену з твердістю НВ 260.

2.2 Визначаємо допустиму контактну напругу

Розрахунок ведемо для матеріалу колеса, яке має гірші механічні властивості.

Для прямозубих колес розрахункова допускаємо контактна напруга

, (2.1)

де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів

де = 2НВ + 70 = 2 Ч 290 + 70 = 650 МПа, (2.2)

= 1 - коефіцієнт довговічності.

=1,1

К_HВ = 1,25

2.3 Приймаємо для прямозубих колес коефіцієнт ширини вінця по між осьовій відстані

,[1, ст.36] (2.3)

К_а = 49,5 - для прямозубих [1, ст.32]

2.4 Між осьова відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубців

, (2.4)

де - 49,5 - для прямозубих колес

u = 2,5

= 0,25 - рекомендовано

Приймаємо = 140 мм

2.5 Нормальний модуль зачеплення приймаємо

m = (0,01 - 0,02)а_w = (0,01 - 0,02) 140 = 1,4 - 2,8 мм, (2.5)

Приймаємо m_п = 2,0 мм

2.6 Визначаємо число зубців в шестерні і колеса:

, (2.6)

Приймаємо = 40 мм

тоді , (2.7)

Основні розміри шестерні і колеса.

2.7 Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса

d₁ = m_n Ч z₁ = 2,0 Ч 40 = 80 мм, (2.8)

d₂ = m_n Ч z₂ = 2,0 Ч 100 = 200мм, (2.9)

2.8 Перевірка

, (2.10)

2.9 Визначаємо діаметри вершин зубців

d_a1 = d₁ + 2m_п = 80 + 2 Ч 2,0 = 84 мм, (2.11)

d_a2 = d₂ + 2 m_п = 200 + 2 Ч 2,0 = 204 мм, (2.12)

2.10 Визначаємо діаметри впадин

d_f1 = d₁ - 2,5 m_п = 80 - 2,5 Ч 2,0 = 75 мм, (2.13)

d_f2 = d₂ - 2,5 m_п = 200 - 2,5 Ч 2,0 = 195 мм, (2.14)

2.11 Ширина колеса

В₂ = ш_ва Ч = 0,25 Ч 140 = 35мм, (2.15)

ширина шестерні

В₁ = В₂ + 5 мм = 35 + 5 = 40 мм, (2.16)

2.12 Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру

, (2.17)

2.13 Визначаємо колову швидкість колес

, (2.18)

При такій швидкості для прямозубих колес треба прийняти 8-й степінь точності [1,ст.32]

2.14 Для перевірки контактних напруг визначаємо коефіцієнт навантаження

К_н = К_нв Ч К_нб Ч К_нv = 1,2 Ч 1,06 Ч 1,05 = 1,38, (2.19)

2.14.1 При ш_ва = 0,5 консольному розташуванні колес і твердості НВ < 350 МПа коефіцієнт враховуючий розподілення навантаження по довжині зуба К_нв = 1,2 [1, т.3.5]

2.14.2 Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між прямими зубами К_на = 1,06 [1, т.3.4].

2.14.3 Коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження в зачепленні для зачепленні для прямозубих колес при V = 1,6 , К_нV = 1,05 [1,т.3.6].

2.15 Перевіряємо контактну напругу

, (2.20)

2.16 Визначаємо сили в зачепленні

2.16.1 Колова

, (2.21)

2.16.2 Радіальна сила для шестерні дорівнює осьовій для колесі

F_r = F_t Ч tgб = 3875 Ч tg20^о =1411 Н, (2.22)

2.17 Перевіряємо зубці на витривалість по напругам згину:

, (2.23)

коефіцієнт навантаження К_F = К_Fв Ч К_FV

2.17.1 При ш_вб = 0,5 консольному розташуванні колес, валах на роликових підшипниках і твердості НВ < 350 МПа значення К_Fв =1,04 [1,т.3.7].

2.17.2 При твердості НВ < 350 МПа, швидкості V = 1,60 і 7-й степені точності К_FV = 1,25 [1, т.3.8] тоді К_F =1,3

Y_F - коефіцієнт форми зуба вибираємо в залежності від еквівалентних чисел зубців:

для шестерні z_V1 = z₁ = 40

для колеса z_V2 = z2 = 100

При цьому Y_F1 = 3,75 Y_F2 = 3,6 [1,ст.42]

2.17.3 Допустимі напруги при перевірці зубців на витривалість на напругах згину

, (2.24) По табл. 3.9 (П.1) для сталі 40Х покращеної при твердості НВ < 350

= 1,8 Ч НВ

для шестерні = 1,8 Ч 290 = 522 МПа, (2.25) для колеса = 1,8 Ч 260 = 468 МПа, (2.26) Коефіцієнт запасу міцності

[S_F] = [S_F]' [S_F]'' = 1,75 Ч 1,0 = 1,75, (2.27)

По табл.3.9. (П.1) [S_F] ' = 1,75

для поковок і штамповок [S_F]'' = 1,0

Таким чином [S_F] =1,75

тоді для шестерні

,

для колеса

,

Для шестерні відношення

,

для колеса

,

Подальший розрахунок ведемо для зубців колеса, так як вирахуване відношення для нього менше.

2.19 Перевіряємо міцність зуба колеса

, (2.28)

3. Розрахунок ланцюгової передачі

3.1 Для передачі приймаємо привідний однорядний роликовий ланцюг ПР

3.2 Визначаємо числа зубців ведучої і веденої зірочок

, (3.1)

Приймаємо z₁ = 21

3.3 Визначаємо співвідношення

, (3.2)

Відхилення складає

3.4 Визначаємо крок ланцюга

, (3.3)

[р] орієнтовано 14 з табл.7.18.[1]

Де К_е = К_д Ч К_а Ч К_Н Ч К_ен Ч К₁ = 1,25, (3.4)

К_д = 1 - при спокійному навантаженні

К_а = 1 - при а_л <(30 - 60)t

К_Н = 1 - якщо кут не перебільшує 60є

К_р = 1,25 - при періодичному змащенні

К_а = 1 - при однозмінній роботі

Приймаємо по ГОСТу 13568-75 t = 25,4 мм

Р = 17 МПа [1т. 7.18] при z₁ = 17, при z₁ = 21

Р = 17 Ч (1 + 0,001(21 - 17)) = 17,07 МПа, (3.5)

По ГОСТу 13568-78 табл. 7.15(1) підходить ланцюг ПР Q = 60,0 кН

t = 25,4мм, q = 2,6 , A_on = 179,7 мм²

3.5 Визначаємо швидкість ланцюга

, (3.6)

3.6 Перевіряємо ланцюг на зносостійкість

, (3.7)

де , (3.8)

3.7 Уточнюємо по [1 т. 7.18.] допускає мий тиск

Р =13,3 МПа < [р] = 17,07 МПа

Умову виконано

3.8 Визначаємо міжцентрові відстань

а_л = (30 - 60)t = (30 - 60)25,4 = 762 - 1524 мм, (3.9)

а_л = 1000 мм

3.9 Визначаємо число ланок в ланцюгу

, (3.10)

де , (3.11)

z_k = z₁ + z₂ = 21 + 108 = 129, (3.12)

, (3.13)

3.10 Перевіряємо ланцюг на міцність

, (3.14)

Де F_u = g Ч V² = 2,6 Ч 3,4² = 30 Н, (3.15)

Зусилля натягання ланцюга від центр обіжних сил

F_f = 9,81 K_f Ч g Ч a_л = 9,81 Ч 1 Ч 2,6 Ч 1,0 =26 Н, (3.16)

К_f - при горизонтальному розташуванні ланцюга, К_f = 1

3.11 S = 30,5 - це більше ніж нормативний коефіцієнт запасу міцності

[S] = 10,2 [1 т, 7.19]

Умова міцності виконана

S = 30,5 > [S] = 10,2

3.12 Діаметр вала під зірчату

, (3.17)

Приймаємо = 35 мм

3.13 Довжина ступиці під зірчатку

l_ст2 = (1,2 - 1,5) d_к2 = (1,2 - 1,5) 35 = 42-53 мм, (3.18)

Приймаємо l_ст2 = 50 мм

4. Проектний розрахунок валів редуктора

Розрахунок визначаємо із умови на кручення по пониженим допустимим напругам.

4.1 Визначаємо крутячі моменти в поперечних перерізах валів:

4.1.1 Ведучого

Т_к1 = Т₁ = 64 Н·м

4.1.2 Веденого Т_к2 = Т₂ = 155 Н·м

4.2 Визначаємо діаметри вихідних кінців валів при допустимих напругах:

для ведучого вала [ф_к ] = 25 МПа

для веденого вала [ф_к] = 20 МПа

, (4.1)

приймаємо =25 мм

під підшипник

мм, (4.2)

Приймаємо d_n1 = 30 мм

Під ущільнення

d_y1= d_п1 -1-2 = 30 - 1-2 = 29-28 мм, (4.3)

Приймаємо d_y1 = 28 мм

Під шестернею d_к1 = d_п1 + 4-5 = 30 + 4-5 = 34-35 мм, (4.4)

Приймаємо d_к1 = 35 мм

4.3 Визначаємо діаметр вихідного вала колеса

, (4.5)

Приймаємо d_В2 = 35 мм

Під підшипник

d_n2 = d_В2 + 4-5 = 35 + 4-5 = 39-40 мм, (4.6)

Приймаємо d_n2= 40 мм

Під ущільнення

d_y2= d_n2 - 1-2 = 40 - 1-2 = 39-38 мм, (4.7)

Приймаємо d_y2 = 38 мм

Під колесо d_к2 = d_n2 + 4-5 = 40 + 4-5 = 44-45 мм, (4.8)

Приймаємо d_к2 = 45 мм

По визначеним значенням виконуємо ескізи валів рисунок 2, рисунок 3

Рисунок 2 Ескіз ведучого вала

Рисунок 3 Ескіз веденого вала

5. Конструктивні розміри зубчатої передачі

Зображуємо ескізи шестерні і колеса

5.1 Шестерня

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом

Із попередніх розрахунків

d₁ = 80 мм, d_а1 = 84 мм, d_f1 = 75 мм, В₁ = 40 мм

5.2 Колесо виконуємо коване

d₂ = 200 мм, d _а2 = 204 мм, d_f2 = 195 мм, В₂ = 35 мм

5.3 Визначаємо діаметр ступиці

d_ст2 = 1,6d_к2 = 1,6 Ч 45 = 72 мм, (5.1)

5.4 Довжина ступиці

l_ст2 = (1,2 - 1,5) d_к2 = (1,2 - 1,5) 45 = 54-68 мм, (5.2)

Приймаємо l_ст2 = 60 мм

5.5 Товщина обода

д = (2,5 - 4 ) m = ( 2,5 - 4 )2,0 = 5-8 мм, (5.3)

Приймаємо д = 8,0 мм

5.6 Товщина диску

С = 0,3 Ч в₂ = 0,3 Ч 35 = 10,5 мм, (5.4)

Приймаємо С = 16 мм.

По визначеним значенням виконуємо ескізи шестерні і колеса рисунок 4, рисунок 5

Рисунок 4 Ескіз шестерні

Рисунок 5 Ескіз колеса

6. Розрахунок розмірів корпуса і кришки редуктора

6.1 Визначаємо товщину стінок корпуса і кришки

д = 0,025 а_w + 1 = 0,025 Ч 140 + 1 = 4,5мм, (6.1)

Приймаємо д = 8,0 мм

д₁ = 0,02 а_w + 1 = 0,02 Ч 140 +1 = 3,8 мм, (6.2)

Приймаємо д₁ = 8,0 мм

6.2 Визначаємо товщину фланців поясів корпуса і кришки

В₁ =1,5 д = 1,5 Ч 8 = 12,0 мм, (6.3) В₁ =1,5 д = 1,5 Ч 8 = 12,0 мм, (6.4)

нижнього поясу корпуса

Р₂ = 2,35 д = 2,35Ч 8 = 18,8 мм, (6.5)

Приймаємо Р = 20 мм

6.3 Визначаємо діаметри болтів

6.3.1 Фундаментних

d₁ = (0,03- 0,036 ) а_w + 12 = ( 0,03-0,036 )140 + 12 = 16,2-17,0 мм, (6.6)

Приймаємо фундаментні болти з різьбою М18

6.3.2 Болтів, які кріплять кришку до корпуса біля підшипника

d₂ = (0,7 - 0,75 ) Ч d₁ = ( 0,7-0,75 )18 = 12,6-13,5 мм, (6.7)

Приймаємо болти з різьбою М14

6.3.3 Болтів, які з'єднують кришку з корпусом

d₃ = (0,5 - 0,6) d₁ = (0,5-0,6) 18 = 9,0-10,8 мм, (6.8)

Приймаємо болти з різьбою М12

7. Перший етап компоновки редуктора

7.1 Компоновку виконуємо в масштабі 1:1.

7.2 Приймаємо зазор між торцем шестерні та внутрішньою стінкою корпуса

редуктор електродвигун кінематичний вал

А = 10 мм

7.3 Зазор між колесом і внутрішньою стінкою корпуса ? = д = 12 мм

7.4 Намічаємо радіально упорні шарикопідшипники для ведучого вала середньої серії, для веденого - легкої серії.

Таблиця 2

Вибір підшипників

Умовне позначення	d, мм	D, мм	B, мм	C, кн
206	30	62	16	19,5
108	40	68	15	16,8

7.5 Приймаємо ширину мазеутримуючих кілець У = 10 мм

7.6 Приймаємо глибину гнізда підшипника вала L_r = 1,5 В_max = 1,5 Ч 16 = 24,0 мм (для середнього приймаємо L_г = 30мм)

7.7 Визначаємо висоту головки болта 0,7 d_д = 7 мм

7.8 Приймаємо відстань між довжиною ступиці і головкою болта 12 мм

7.9 Відкладуємо довжину ступиці і проведемо осьову лінію посередині довжини ступиці.

7.10 Підрахунками вимірів визначаємо довжини

l₁ = 60 мм

l ₂ = 59 мм

8. Перевірка довговічності підшипників

Із попередніх розрахунків

F_t = 3875 Н

F_r = 1411 Н

Із компоновки редуктора

l ₁ = 60 мм

l ₂ = 59 мм

8.1 Визначаємо реакції опор для ведучого вала.

8.1.1 Від сил в горизонтальній площині

?М₁ = 0; Rх₂ Ч 2l₁ - F_t Ч l₁ = 0

?М₂ = 0; - Rх₁ Ч 2l₁ - F_t Ч l₁ = 0

, (8.1)

8.1.2 Від сил в вертикальній площині YZ

, (8.2)

8.1.3Визначаємо сумарні реакції

, (8.3)

8.1.4 Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі 1.

8.1.5 Намічаємо радіальні підшипники 210

d_п1 = 30 мм D_п1 = 62 мм В = 16 мм С = 19,5 кН

8.1.6 Визначаємо еквівалентне навантаження

Р_е1 = Р_r1 Ч V Ч К_д Ч К_т = 2062 Ч1,0 Ч1,1 Ч 1,00 = 2268Н, (8.4)

де по табл. 9.19 К_д = 1,1, V = 1,0, К_т =1,0

8.1.7 Визначаємо довговічність (розрахункову), млн. об.

млн. об., (8.5)

8.1.8 Визначаємо розрахункову довговічність в годинах

годин, (8.6)

де = 968 - частота обертання ведучого вала

Ведений вал

Із попередніх розрахунків

F_t = 3875Н

F_r = 1411Н

Із компоновки редуктора

l ₁ = 60 мм

l ₂ = 59 мм

8.2.1 Визначаємо реакції опор для веденого вала від сил в горизонтальній площині

, (8.7)

8.2.2 Від сил в вертикальній площині

, (8.8)

8.2.3 Визначаємо сумарні реакції

, (8.9)

2.9.1 Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі 4.

8.2.5 Намічаємо шарикові радіальні підшипники 114

d_п2 = 40 мм D_П2 = 68 мм В = 15 мм С = 16,8 кН

8.2.6 Еквівалентне навантаження

Р_еЗ = Р_r4 Ч V Ч К_д Ч К_т = 2062 Ч 1,1 Ч 1,0 Ч 1,0 = 2268 Н, (8.10)

8.2.7 Розрахункова довговічність, млн. об.

млн. об., (8.11)

8.2.8 Розрахункова довговічність, в годинах

годин, (8.12)

де n₃ = 380 - частота обертання веденого вала

Рисунок 6 Епюра моментів на ведучому валу

R_x2 Ч l₁ = 116 Hм

R_у2 Ч l₁ = 42 Hм

Т_k = T₂ = 64 Hм

Рисунок 7 Епюра моментів на веденому валу

R_x3 Ч l₂ = 114 Hм

R_у3 Ч l₂ = 42 Hм

Т_k = T₃ = 155 Hм

9. Вибір муфт

9.1 Для з'єднання вала редуктора з валом привода транспортерів застосовуємо пружну втулочно-пальцеву муфту тип І виконання II згідно ГОСТУ 21424-75, для якої

Т_н = Т₂ Ч К < [Т_н], (9.1)

де К = 1,5 для транспортерів

Т_н = 1,5 Ч155 = 232Н·м

9.2 По табл. 11.5. підходить пружна втулочно- пальцева муфта, для якої

[Т_н] = 250 Н·м > Т_н = 232 Н·м

d = d_в1 = 35 мм L = 121 мм

9.3 Для з'єднання муфти з валом редуктора підходить призматична шпонка з заокругленими торцями при d_в2 = 35 мм,

, (9.2)

з розмірами b Ч h Ч l = 10 Ч 8 Ч 56 мм,

t₁ = 5,0 мм

9.4 Для з'єднання вала редуктора з валом електродвигуна застосовуємо пружну втулочно-пальцеву муфту тип І виконання 11 згідно ГОСТУ 21424 - 75, для якої

Т_н = Т₁ Ч К < [Т_н], (9.4)

де К = 1,5 для транспортерів

Т_н = 1,5 Ч 64 = 96,0 Н·м

9.5 По табл. 11.5. підходить пружна втулочно-пальцева муфта, для якої

[Т_н] = 125,0 Н·м > Т_н = 96,0 Н·м

d = d_в2 = 25 мм L = 89 мм

9.6 Для з'єднання муфти з валом редуктора підходить призматична шпонка з закругленими торцями при d_в1 = 25 мм,

, (9.5)

з розмірами b Ч h Ч l = 8 Ч 7 Ч 40 мм

t₁ = 4,0 мм

10. Підбір і перевірка на міцність шпонкових з 'єднань

10.1 Шпонки призматичні з закругленими торцями. Розміри перерізу шпонок і пазів довжини шпонок - по ГОСТу 23360 - 78 [1,т.8.9]. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована по формулі

, (10.1)

де, [у_зм] = 100 -120 МПа

Для розрахунку приймаємо [у_зм] = 110 МПа

l, h, b, t₁ - вибираємо з таблиць ГОСТу 23360-73 в залежності від діаметра вала і довжини ступиці колеса.

10.2 Для ведучого вала

Під муфтой d_в1 = 25 мм

підходить шпонка з розмірами b Ч h Ч l = 8 Ч 7 Ч40 мм

t₁ = 4,0 мм табл. 8.9.(1)

тоді , (10.2)

= 53,3 МПа < [ ] = 110 МПа

Міцність шпонки виконана

10.3 Для ведучого вала

Під шестернею при d_к1 = 35 мм В₁ = 40 мм

підходить шпонка з розмірами b Ч h Ч l = 10 Ч 8 Ч 36

t₁ = 5,0 мм [1,т.8.9]

тоді , (10.3)

= 46,9 МПа < [ ] = 110 МПа

Міцність шпонки виконана

10.4 Ведений вал

Під колесом, при d_к2 = 45 мм l_ст2 = 60 мм

Підходить шпонка b Ч h Ч l = 14 Ч 9 Ч 56 t ₁ = 5,5 мм

тоді, (10.4)

= 46,8 МПа < [ ] = 110 МПа

Міцність шпонки виконана

10.5 Під муфтою

Із попередніх розрахунків вибору муфти, де d_в2 = 35 мм, L_ст2 = 56 мм

Підходить шпонка b Ч h Ч l = 10 Ч 8 Ч 56 мм t ₁ = 5,0 мм

Тоді , (10.5)

= 64,2 МПа < [ ] = 110 МПа

Міцність шпонки виконана

11. Уточнений розрахунок валів Ведучий вал

Ведучий вал

11.1 Приймаємо, що нормальні напруги від згину змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.

11.2 Приймаємо матеріал виготовлення валів сталь 45 термообробка покращення.

При діаметрі заготовки до 80 мм, для якої у_в = 800 - 900 МПа, тоді границі витривалості

у_-1= 0,43 Ч 930 = 400 МПа

ф_{- 1} = 0,58 Ч 400 = 232 МПа

11.3 Перевірку міцності валів виконуємо для небезпечних січень.

11.4 Ведучий вал

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності

, (11.1)

- коефіцієнт змін по згину

- коефіцієнт змін по крученню

11.5 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності на кручення

, (11.2)

де, = 0,1

де амплітуда і середня напруга від нульового циклу

, (11.3)

d_к1 = 35 мм b = 10 мм t₁ = 5,0 мм

11.6 Визначаємо момент опору згину січення

, (11.4)

ф_и = ф_m = 3,5 МПа

Приймаємо К_ф = 1,9 [1, т.8.5]

е_ф = 0,75 [1, т.8.8], при d_к1 = 35 мм

ш_у = 0,1 [1, ст.166]

11.7 Визначаємо коефіцієнт міцності на кручення

, (11.5)

11.8 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам

, (11.6)

Приймаємо К_у = 1,9 [1, т.8.5]

е_у = 0,86 [, т.8.8], при d_к1 = 35 мм

ш_у = 0,2 [1,ст.166]

у_в - нормальна напруга циклу

11.9 Амплітуда нормальних напруг згину

, (11.7)

11.10 Визначаємо момент опору згину січення

, (11.8)

середня напруга у_т = 0

11.11 Визначаємо сумарний момент в перерізі А-А

, (11.9)

= R_y2 Ч l₁ = 42 Нм, (11.10)

= R_x2 Ч l₁ = 116 Нм, (11.11)

11.12 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам

11.13 Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу міцності

, (11.12)

При < 3 тому [S] = 1,3-1,6

Приймаємо [S ] = 1,6, то умови міцності вала витримуються

S = 5,2 > [S] = 1,3-1,6

Ведений вал

11.14 Матеріал вала - сталь 45 нормалізована у_в = 570 МПа. Для нього необхідно виконати перевірку під колесом січення В-В, де d_к2 = 40 мм

11.15 Визначаємо межі витривалості

у_-1= 0,43 Ч 570 = 245МПа

ф_{- 1} = 0,58 Ч 245 = 142 МПа

11.16 Переріз В-В. Діаметр вала в цьому січенні d_к2 = 45 мм концентрація напруг обумовлена

Наявністю шпоночних канавок [1,т.8.5]

К_у = 1,6 К_ф = 1,5

масштабні фактори [1,т.8.8]

е_у= 0,84 е_ф = 0,72

коефіцієнти

ш_ф = 0,1[1,ст.163] ш_у = 0,2 [1,ст.163]

11.17 Сумарний згинаючий момент в січенні В-В

, (11.13)

= R_y3 Ч l₂ = 42 Н·м, (11.14)

= R_x3 Ч l₂ = 114 Н·м, (11.15)

11.18 Момент опору кручення

(d_к2 = 45 мм, b = 14 мм, l₁ = 5,5 мм)

, (11.16)

11.19 Амплітуда і середня напруга циклу дотичних напруг

, (11.17)

11.20 Визначаємо момент опору згину

, (11.18)

11.21 Визначаємо амплітуду нормальних напруг згину

, (11.19)

Середня напруга у_m = 0

11.22 Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напругам

, (11.20)

11.23 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам

, (11.21)

11.24 Результуючий коефіцієнт запасу міцності для січення.

, (11.22)

S =7,0 > [S] =1,3-1,6

Міцність забезпечена

12. Вибір посадок спряжених деталей редуктора

Посадки назначаємо в відповідності з вказівками [1, т.10.13].

12.1 Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 20347 - 82.

12.2 Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленнями вала К6.

12.3 Відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця по Н7.

12.4 Посадка муфти на вал по Н7/р6.

12.5 Мазеутримуючі кільця по Н7/к6.

12.6 Розпірні втулки по Н7/h6.

13. Вибір мастила

Змащування зубчатого зачеплення проводиться занурюванням зубчастого колеса в мастило, яке заливається всередину корпуса до рівня, забезпечуючого занурення колеса на 10 мм.

Змазування зачеплення і підшипників проводиться розбризкуванням рідкого мастила.

По [1, т.10.9] установлюємо в'язкість мастила. При у_н =297 МПа та швидкості ковзання V_s = 1.6 , рекомендована в'язкість мастила повинна бути приблизно рівною 34 · 10^-6 .

Приймаємо мастило И-30-А-Індустріальна [1, т. 10.10].

Об'єм масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25 л мастила на 1 кВт передаваємої потужності

V = 0,25 Ч 6.5 = 1,625 л

14. Опис процесу складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину редуктора очищаємо і покриваємо мастилостійкою фарбою.

Складання проводимо в залежності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів: на ведучий вал насаджуємо мазеутримуюче кільце і шарикопідшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80 - 100 С^°. В ведений вал закладаємо шпонку і напресовуємо розпірну втулку, мазеутримуючі кільця і встановлюємо шарикопідшипники.

Зібрані вали укладаємо в основання корпусу редуктора і надіваємо кришку редуктора, покриваючи попередньо поверхню стиків кришки і корпуса мастило стійким лаком спиртовим. Для центрівки установлюємо кришку на корпус за допомогою двох конічних клинів, затягуємо болти, які кріплять кришку до корпусу.

Після цього на ведений вал надіваємо розпірне кільце, в підшипникові камери закладаємо пластичну змазку, ставимо кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед установкою крізних кришок в проточки закладаємо войлочні ущільнення, які пропитані гарячим мастилом. Перевіряємо провертанням від руки і закріплюємо кришки винтами.

Далі на кінець ведучого вала в шпоночну канавку закладаємо шпонку, установлюємо шків і закріплюємо його торцевим кріпленням, гвинт торцевого кріплення стопорним спеціальною планкою. На ведений вал закладаємо шпонку і надіваємо муфту.

Потім вкручуємо пробку мастилоспускного отвору з прокладкою і жезловий мастиловказівник.

Заливаємо в корпус мастило і зачиняємо оглядове вікно кришкою з отвором, з прокладкою з технічного картону, закріпляємо кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатуємо і випробовуємо на стенді по програмі, яка встановлена технічними умовами.

Використана література

Курсове проектування деталей машин Чернавський С.А. та ІН. М; 1979.

Деталі машин Дунаєв П.Ф., Лиликов О.П. М. 1984.

Курсове проектування деталей машин Кудрявцев В.Н. Л.; 1984.

Технічна механіка.Аркуша А.І.,Фролов А.І.-М. 1983.

Креслення Хаскін А.Н.

Размещено на Allbest.ru