Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Дружківський технікум Донбаської державної машинобудівної академії

Циклова комісія спец. дисциплін спеціальностей «Технологія обробки матеріалів на верстатах і автоматичних лініях», «Технологічне обслуговування і ремонт устаткування підприємств машинобудування»

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни: «Технічна механіка»

на тему: Проектування одноступеневого горизонтального циліндричного косо-зубчастий редуктора і ланцюгової передачі для приводу до стрічкового конвеєра

Виконав студент III курсу групи ТОР-13

Скаудус Руслан Андрійович

Керівник викладач Ягупець Юрій Іванович

м. Дружківка - 2016 рік



ЗМІСТ

• ВСТУП
• 1. РОЗРАХУНКОВИЙ РОЗДІЛ
• 1.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
• 1.2 Розрахунок зубчатої передачі
• 1.3 Попередній розрахунок валів редуктора
• 1.4 Визначення конструктивних розмірів шестерні і колеса
• 1.5 Розрахунок конструктивних розмірів корпусу редуктора
• 1.6 Розрахунок ланцюгової передачі
• 1.7 Перший етап компонування редуктора
• 1.8 Перевірка довговічності підшипників
• 1.9 Другий етап компонування редуктора (рис. 9)
• 1.10 Перевірка міцності шпонкових з'єднань
• 1.11 Уточнений розрахунок валів
• 1.12 Посадки зубчастого колеса, зірочки і підшипників
• 2. ОПИСУВАЛЬНИЙ РОЗДІЛ
• 2.1 Вибір сорту масла
• 2.2 Послідовність збірки редуктора
• ВИСНОВОК
• ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ


ВСТУП

Курсовий проект це моя перша конструкторська робота , при виконанні якої я застосував на практиці знання загальнотехнічних дисциплін, таких як математика, фізика, технічна і теоретична механіка, деталі машин, опір матеріалів, матеріалознавство, машинобудівне креслення та інші.

В результаті роботи я повинен:

1. Систематизувати, закріпити і розширити теоретичні знання, а також розвинути розрахунково-графічні навички;

2. Ознайомитися з конструкціями типових деталей і вузлів та набути навичок самостійного вирішення інженерно-технічних завдань, вміння розрахувати і сконструювати механізм і деталі загального призначення на основі отриманих знань;

3. Оволодіти технікою розробки конструкторських документів на різних стадіях проектування і конструювання;

4. Навчитися захищати самостійно прийняте технічне рішення.

Мені належить розрахувати та спроектувати горизонтальний циліндричний косо зубчастий редуктор і ланцюгову передачу для приводу до стрічкового конвеєру по трьом параметрам: потужність, швидкість стрічки, діаметр приводного барабана. (Проектування - це розробка загальної конструкції виробу, а Конструювання - це детальна розробка всіх питань, вирішення яких необхідне для реальної конструкції виробу) Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату, які служать для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають прискорювачами або мультиплікаторами. Редуктор складається с корпусу (литого чавунного або сталевого) , в якому розміщують елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т.д.

Редуктори класифікують за такими ознаками:

- Тип передачі (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні);

- Число ступенів (одноступеневі та багатоступеневі);

- Тип зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні);

- Відносне розташування валів в просторі (горизонтальні і вертикальні);

- Особливості кінематичної схеми (розгорнута, співвісна з роздвоєним ступенем.



1. РОЗРАХУНКОВИЙ РОЗДІЛ

1.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

Визначаємо загальний ККД редуктора:

За таблицею 1.1[1] приймемо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс з₁ = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, з₂ = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі з₃ = 0,92; ККД, що враховує втрати в опорах вала приводного барабана, з₄ = 0,99 [1].

Загальний ККД привода

= 0,98•0,99²•0,92•0,99 = 0,875.

Потужність на валу барабана .

Необхідна потужність електродвигуна

Кутова швидкість барабана

Частота обертання барабана



Рисунок 1 - Кінематична схема приводу :

А - вал барабана; B - вал електродвигуна і 1-й вал редуктора; С - 2-й вал редуктора

У табл. Д1 (див. додаток) за необхідною потужністю Р_тр = 19,2 кВт з урахуванням можливостей приводу, що складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі [1]. Вибираю електродвигун трифазний короткозамкнений серії 4А, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об / хв 4А 200 М6 УЗ, з параметрами Р_дв = 22,0 кВт і ковзанням 2,8% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання n_дв = 1000 - 28 = 972 об/хв^-1, а кутова швидкість

Перевіримо загальне передавальне відношення:

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.

Приватні передавальні числа можна прийняти: для редуктора за ГОСТ 2185-66 u_р = 4, для ланцюгової передачі u_ц = = 3,02.

Таблиця 1 - Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана:

Вал В	n1 = nдв = 972 хв-1	щ1 = щдв = 101,7 рад/с
Вал С	n 2 = = 243 хв-1	щ2 = рад/с
Вал А	nб = 80,4 хв-1	щб = 8,42 рад/с

Обертаючі моменти :

На валу шестерні

На валу колеса

1.2 Розрахунок зубчатої передачі

Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість HB 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - HB 200. [1]

Допустимі контактні напруги

, (1)



де у_{H lim b} - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

За табл. 3.2 [1] для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менш HB 350 і термічною обробкою (покращенням)

= 2HB + 70;

K_HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають К_HL = 1; коефіцієнт безпеки [S_H] = 1,10.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження за формулою

(2)

де [у_H1] і [у_H2] - допустимі контактні напруги відповідно для шестірні і колеса для шестерні

для колеса

Тоді розрахункова контактна напруга

Необхідну умову ? 1,23 виконано.

Коефіцієнт К_Hв, незважаючи на симетричне розташування коліс щодо опор (див. рис. 1), приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала і погіршують контакт зубів. Приймаємо попередньо за табл. 3.1 [1], як у випадку несіметрічного розташування коліс, значення К_Hв = 1,25.

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьової відстані

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі

(3)

де для косозубих коліс К_a = 43, а передавальне число нашого редуктора u= u_p=4.

Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66 a_w = 200 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за такою рекомендацією:

m_n = (0,01 ч 0,02) a_w = (0,01 ч 0,02) · 200 = 2 ч 4 мм;

приймаємо за ГОСТ 9563-60* m_n = 3 мм.

Приймемо попередньо кут нахилу зубів в = 10? і визначимо числа зубів шестерні і колеса :



Приймаємо = 26; тоді z₂ = = 26 • 4 = 104.

Уточнене значення кута нахилу зубів

Основні розміри шестерні і колеса:

діаметри ділильні:

Перевірка:

діаметри вершин зубів:

ширина колеса

ширина шестерні

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

При такій швидкості для косозубих коліс слід прийняти 8-ий ступінь точності за ГОСТ 1643-81.

Коефіцієнт навантаження

Значення дані в табл. 3.5 [1]; при = 1,0625, твердості HB ? 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з урахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі ? 1,11.

За таблицею 3.4 [1] при х = 4,068 м/с і 8-го ступеня точності ? 1,09. За табл. 3.6 [1] для косозубих колес при х ? 5 м/с маємо = 1,0. Таким чином, = 1,11Ч1,09Ч1,0 = 1,209.

Перевірка контактних напружень:

Сили діючі в зачепленні:

Окружна

радіальна

осьова

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням вигину за формулою:

Тут коефіцієнт навантаження K_F = K_FвK_Fv . За табл. 3.7 [1] при = 1,0625, твердості HB ? 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор K_Fв = 1,23. За табл. 3.8 [1] K_Fv = 1,3. Таким чином, коефіцієнт K_F = 1,23 • 1,3 = 1,59; - коефіцієнт, який враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів :

у шестерні

у колеса

Допустиме напруження по формулі



За табл. 3.9 [1] для сталі 45 поліпшеної при твердості HB ? 350 = =1,8 HB.

Для шестерні = 1,8 • 230 = 415 МПа; для колеса = 1,8•200 = =360 МПа. = - коефіцієнт безпеки, де = 1,75 (за табл. 3.9)[1], = 1 (для поковок і штамповок). Отже, = 1,75.

Допустимі напруги:

для шестерні

для колеса

Знаходимо відносини :

для шестерні

для колеса

Визначаємо коефіцієнт Y_в и K_Fб :

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття = 1,5 і 8-го ступеня точності = 0,92.

Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою



Умова міцності виконана.

1.3 Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на кручення за поноженним напруженням.

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця за допустимою напругою дорівнює

Так як вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно погодити діаметри ротора і вала . У підібраного електродвигуна діаметр вала може бути 55 або 60 мм. Приймаємо . Вибираємо МУВП за ГОСТ 21424-75 з расточками полумуфт під = 55 мм і = 35 мм (рис. 2). Приймемо під підшипниками = 40 мм. Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

Рисунок 2 - Конструкція ведучого вала

Рисунок 3 - Схема приводу:

1 - електродвигун; 2 - клиноременна передача; 3 - редуктор

Ведений вал (рис. 4). З огляду на вплив вигину вала від натягу ланцюга, приймаємо = 20 МПа

Рисунок 4 - Конструкція веденого вала

Діаметр вихідного кінця вала

Приймаємо найближче більше значення із стандартного ряду: = 60 мм. Діаметр вала під підшипниками приймаємо = 65 мм, під зубчастим колесом = 70 мм.

1.4 Визначення конструктивних розмірів шестерні і колеса

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом; її розміри визначені вище: = 80 мм; = 86 мм; = 85 мм.

Колесо коване: = 320 мм; = 326 мм; = 80 мм.

Діаметр маточини = 1,6 • 70 = 112 мм; довжина маточини = • 70 = 84 105 мм, приймаємо = 90 мм.

Товщина обода = 7,5 12 мм, приймаємо

Товщина диска С = 0,3 = 0,3 • 80 = 24 мм.

1.5 Розрахунок конструктивних розмірів корпусу редуктора

Товщина стінок корпусу і кришки: = 0,025 • 200 + 1 = = 6 мм, приймаємо = 8 мм; приймаємо = 8 мм.

Товщина фланців поясу корпуса і поясу кришки:

верхнього поясу корпуса і поясу кришки

нижнього поясу корпуса



Діаметр болтів: фундаментних = = приймаємо болти з різьбленням М20;

Що кріплять кришку до корпуса у підшипників = = приймаємо болти з різьбленням М16;

Що з'єднують кришку з корпусом = = = 10 ч 12 мм, приймаємо болти з різьбленням М12.

1.6 Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг.

Обертаючий момент на ведучій зірочці

Передавальне число було прийнято раніше

Число зубів: ведучьої зірочки

веденої зірочки

Приймаємо

Тоді фактичне

Відхилення

Розрахунковий коефіцієнт навантаження

Де = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні (передача до стрічкового конвеєру); = 1 - враховує вплив міжосьової відстані; = 1 - враховує вплив кута нахилу ліній центрів ( = 1, якщо цей кут не перевищує 60? ; в даному прикладі г = 45?); враховує спосіб регулювання натягу ланцюга; = 1,25 при періодичному регулюванні натягу ланцюга; = 1 при безперервному змащуванні; враховує тривалість роботи на добу , при двозмінної роботі .

Для визначення кроку ланцюга треба знати допустимий тиск в шарнірах ланцюга. У табл. 7.18 допустимий тиск задано в залежності від частоти обертання ведучої зірочки і кроку t. Тому для розрахунку величиною треба задаватися орієнтовно. Ведуча зірочка має частоту обертання

Середнє значення допустимого тиску при n ? 250 об/хв = 21 МПа.

Крок однорядного ланцюга (m = 1)

Підбираємо за табл. 7.15 ланцюг ПР-38,1-127,0 за ГОСТ 13568-75, яка має t = 38,1 мм; руйнівне навантаження Q ? 127,0 кН; масу q = 5,5 кг/м; .

Швидкість ланцюга

Окружна сила

Перевіряємо тиск в шарнірі

Уточнюємо по табл. 7.18 допустимий тиск Умову p < виконано.

Визначаємо число ланок ланцюга за формулою

де = 50;



Тоді

Округляємо до парного числа = 152.

Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4% тобто на 1914 • 0,04 ? 7 мм.

Діаметри ділильних кіл зірочок

Діаметри зовнішніх кіл зірочок

де = 22,23 - діаметр ролика ланцюга;

Сили, які діють на ланцюг:

окружна - визначена вище;

від відцентрових сил

від провисання

де = 1,5 при куті нахилу передачі 45?.

Розрахункове навантаження на вали

електродвигун конвеєр редуктор ланцюговий

Перевірка коефіцієнта запасу міцності ланцюга

Це більше ніж нормативний коефіцієнт запасу (табл. 7.19); отже, умова s > виконана.

Розміри ведучої зірочки:

маточина зірочки = = 72 ч 96 мм; приймаємо = 90 мм;

Товщина диска зірочки

Розміри веденої зірочки:

маточина зірочки = = 72 ч 96 мм; приймаємо = 90 мм;

Товщина диска зірочки



1.7 Перший етап компонування редуктора

Викреслюємо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле з валом; довжина маточини колеса рівна ширині вінця і не виступає за межі прямокутника.

Окреслюємо внутрішню стінку корпусу:

а) приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу ;

б) приймаємо зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої внутрішньої стінки корпусу А=10 мм;

в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпусу А = 8 мм;

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників и = 65 мм (рис. 2 і 4).

Таблиця 2 - Характеристика підшипників

Умовне позначення підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність, кН
	Розміри, мм	C	C0
308	40	90	23	41,0	22,4
313	65	140	33	92,3	56,0

Приймаємо для підшипників пластичний мастильний матеріал. Для запобігання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеутримуючі кільця. Їх ширина визначає розмір y = 8 ч 12 мм.

Виміром знаходимо відстані на ведучому валу = 72 мм і на веденому = 77 мм.

Приймаємо остаточно = = 77 мм.

Рисунок 5 - Попереднє компонування редуктора

Глибина гнізда підшипника ? 1,5B; для підшипника 313 B = 33 мм; = 1,5 • 33 = 49,5; приймемо = 49 мм.

Товщину фланця Д кришки підшипника приймають приблизно рівній діаметру отвору; в цьому фланці Д = 14 мм (рис. 6). Висоту головки болта приймемо 0,7 = 0,7 • 12 = 8,4 мм.

Рисунок 6 - Товщина фланця кришки підшипника

Встановлюємо зазор між головкою болта і торцем з'єднувального пальця ланцюга 10 мм. Довжину пальця l приймемо на 5 см більше кроку t. Таким чином, l = t + 5 = 38,1 + 5 = 43,1 мм.

Виміром встановлюємо відстань мм, яке визначає положення зірочки щодо найближчої опори веденого вала. приймемо остаточно = 84 мм.

1.8 Перевірка довговічності підшипників

Ведучий вал(рис. 7). З попередніх розрахунків маємо і з першого етапу компоновки = 77 мм.

Реакції опор:

в площині xz

в площині yz

Перевірка:

Сумарні реакції

Підбираємо підшипники за більш завантаженною опорою 1.

Намічаємо радіальні кулькові підшипники 308: d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм; С = 41,0 кН и С_о = 22,4 кН.

Рисунок 7 - Розрахункова схема ведучого вала

Еквівалентне навантаження за формулою

де радіальне навантаження = 2626 Н;

- осьове навантаження;

V = 1 (обертається внутрішнє кільце) ;

= 1 - коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів;

= 1.

Відношення цій величині (за табл. 9.18) відповідає

Відношення = X = 0,56 і Y = 1,85.

Розрахункова довговічність, млн. об

Розрахункова довговічність, год

що більше встановлених ГОСТ 16162 - 85.

Ведений вал (рис. 8) несе такі ж навантаження як і ведучий;

і

Навантаження на вал від ланцюгової передачі = 5304 Н.

Складові цього навантаження

З першого етапу компоновки = 77 мм і = 84 мм.

Реакції опор:

в площині xz

Перевірка :

в площині yz

Перевірка:

Сумарні реакції

Вибираємо підшипники за більш навантаженою опорою 4.

Кулькові радіальні підшипники 313 середньої серії: d = 65 мм; D = 140 мм; В = 33 мм; С = 92,3 кН и С_о = 56,0 кН.

Відношення = 0,01866; цій величині (за табл. 9.18) відповідає

Відношення отже, X = 1 і Y = 0. Тому = 9010 • 1 • 1,2 • 1 = 10812 Н.

(Приймемо = 1,2, враховуючи, що ланцюгова передача посилює нерівномірність навантаження .)

Розрахункова довговічність, млн. об

Розрахункова довговічність, год

тут n = 243 об/хв - частота обертання веденого вала.

Підшипники ведучого вала 308 мають ресурс ? 30 • год, а підшипники веденного вала 313 мають ресурс ? 43 • год.



Рисунок 8 - Розрахункова схема веденого вала

1.9 Другий етап компонування редуктора (рис. 9)

Викреслюємо шестерню і колесо по конструктивних розмірах, знайденим раніше. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом.

Конструюємо вузол ведучого вала:

а) наносимо осьові лінії, віддалені від середини редуктора на відстань . Використовуючи ці осьові лінії, викреслюємо в розрізі підшипники кочення;

б) між торцями підшипників і внутрішньою поверхнею стінки корпусу викреслюємо мазеутримуючі кільця. Їх торці повинні виступати всередину корпусу на 1-2 мм від внутрішньої стінки. Тоді ці кільця будуть виконувати одночасно роль масловідкидаючих кілець. Для зменшення числа ступенів валу кільця встановлюємо на той же діаметр, що й підшипники ( 40 мм). Фіксація їх в осьовому напрямку здійснюється заплечиками вала і торцями внутрішніх кілець підшипників;

в) викреслюємо кришки підшипників з прокладками ущільнювачів (товщиною 1 мм) і болтами. Болт умовно заводиться в площину креслення, про що свідчить вирив на площині роз'єму.

г) перехід вала 40 до приєднувального кінця 35 мм виконують на відстані 10 - 15 мм від торця кришки підшипника так, що б маточина муфти не зачіпала головки болтів кріплення кришки.

Довжина приєднувального кінця вала 35 мм визначається довжиною маточини муфти.

Конструюємо вузол веденого вала:

а) для фіксації зубчастого колеса в осьовому напрямку передбачаємо потовщення валу з одного боку і установку розпорної втулки - з іншого; місце переходу вала від 70 мм до 65 мм зміщуємо на 2-3 мм всередину розпорної втулки з тим, що б гарантувати притиснення мазеутримуючого кільця до торця втулки (а не до заплічок вала);

б) відклавши від середини редуктора відстань , проводимо осьові лінії і викреслюємо підшипники;

в) викреслюємо мазеутримуючі кільця, кришки підшипників з прокладками і болтами;

г) відкладаємо відстань і викреслюємо зірочку ланцюгової передачі; маточина зірочки може бути зміщена в одну сторону для того, щоб вал не виступав за межі редуктора на велику довжину.

Перехід від 65 мм до 60 мм зміщення на 2-3 мм всередину підшипника з тим, щоб гарантувати притиснення кільця до внутрішнього кільця підшипника (а не до валу). Це кільце - між внутрішнім кільцем підшипника і маточиною зірочки не допускає торкання маточини і сепаратора підшипника;

д) від осьового переміщення зірочка фіксується на валу торцевим кріпленням. Шайба притискається до торця маточини одним або двома гвинтами. Слід обов'язково передбачити зазор між торцем вала і шайбою в 2-3 мм для натягу.

На ведучому і веденому валах застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями за ГОСТ 23360-78. Викреслюємо шпонки, приймаючи їх довжини на 5-10 мм менше довжин маточини.



1.10 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9).

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання і умова міцності за формулою

Допустимі напруги зминання при сталевий маточині =100ч120 МПа,

при чавунній = 50ч70 МПа.

Ведучій вал: d = 35; мм; = 5 мм; довжина шпонки l = 70 мм; момент на ведучому валу = 189 • Н•мм;

(матеріал напівмуфт МУВП - чавун марки СЧ 20).

Ведений вал.

З двох шпонок - під зубчастим колесом і під зірочкою - більш навантажена друга. Перевіряємо шпонку під зірочкою: довжина шпонки l = 85 (при довжині маточини зірочки 90 мм); момент

(зазвичай зірочки виготовляють з термооброблених вуглецевих сталей) Умова виконана.

Перевіряємо шпонку під колесом: довжина шпонки l = 70; момент

Умова виконана.

1.11 Уточнений розрахунок валів

Ведучий вал (рис. 7).

Матеріал валу той же, що і для шестірні (шестерня виконана заодно з валом), тобто Сталь 45, термічна обробка - поліпшення.

За табл. 3.3 при діаметрі заготовки до 90 мм (в нашому випадку ) середнє значення = 780 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі вигину

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

Переріз А-А. Це переріз при передачі крутного моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпонокової канавки.

Коефіцієнт запасу міцності

де амплітуда і середня напруга від нульового циклу

При d = 35 мм; b = 10 мм; t1 = 5 мм за табл. 8.5.

Приймаємо = 1,68 (див. табл. 8.5), 0,75 (див. табл. 8.8), і 0,1.

ГОСТ 16162-78 вказує на те, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття радіального консольного навантаження, прикладеного в середині посадочної частини валу. Величина цього навантаження для одноступінчатих зубчастих редукторів на швидкохідному валу повинна бути при 25 Н • мм <Т_Б <250

Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту яка рівна довжині напівмуфти l = 80 мм (муфта УВП для валів діаметром 35 мм), отримаємо ізгибаючий момент в перерізі А - А від консольного навантаження

Коефіцієнт запасу міцності за нормальною напругою

тут опущені проміжні викладки.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності



1.12 Посадки зубчастого колеса, зірочки і підшипників

Посадки призначаємо відповідно до вказівок, які дані в табл. 10.13.

Посадка зубчастого колеса на вал за ГОСТ 25347-82.

Посадка зірочки ланцюгової передачі на вал редуктора H7/h6.

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6. Відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця по H7.

Решта посадок призначаємо, користуючись даними табл. 10.13.



2. ОПИСУВАЛЬНИЙ РОЗДІЛ

2.1 Вибір сорту масла

Змазування зубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса в масло, налите всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Місткість масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25 дм³ масла на 1 кВт переданої потужності .

За табл. 10.8 встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах = 403 МПа і швидкості v = 4,068 м/с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює м²/с. За табл. 10.10 приймаємо масло індустріальне І-30А (за ГОСТ 20799-75 *).

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1 (див. табл. 9.14) , періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

2.2 Послідовність збірки редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкой фарбою.

Збірку виконують в відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:

на ведучій вал насаджують мазеутримуючі кільця і ??шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 ° С;

в ведений вал закладають шпонку 20 12 70 і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають распорную втулку, мазеутримучі кільця і ??встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.

Після цього на ведений вал надягають розпірне кільце, в підшипникові камери закладають пластичне мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячим маслом. Перевіряють обертанням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.

Далі на кінець відомого вала в шпонкову канавку закладають шпонку, встановлюють зірочку і закріплюють її торцевим кріпленням: гвинт торцевого кріплення стопорять спеціальною планкою.

Потім вкручують пробку маслоспускного отвору з прокладкою і жезловий масловказівник.

Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.



ВИСНОВОК

В результаті роботи я систематизував, зміцнив і розширив теоретичні знання, ознайомився з конструкціями типових деталей і вузлів, навчився самостійно приймати і захищати рішення інженерно - технічних завдань, розраховувати і конструювати механізми і деталі загального призначення на основі отриманих знань, оволодіти технікою розробки конструкторських документів на різних стадіях проектування і конструювання.

Розроблений мною редуктор має:

1. Габаритні розміри 410Ч390Ч540

2. Середню окружну швидкість колеса

3. Малу масу.

Також я зробив розрахунок основних елементів на міцність, жорсткість і стійкість.

Цей проект допоможе мені в майбутньому у виконанні дипломної роботи і надалі безпосередньо на виробництві.



ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд., перераб. И доп.-М.: Машиностроение, 1987.-416 с.: ил.

2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.

3. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с.

Размещено на Allbest.ru