Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ ПЕРМСКОГО КРАЯ ГБПОУ

“БЕРЕЗНИКОВСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИХ ТЕХНИКУМ”

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Организация монтажных работ промышленного оборудования и контроль за ними»

на тему «Расчет привода скребкового конвейера с цилиндрическим прямозубым редуктором»

С.В. Федосюк

Березники , 2016 г.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор для привода скребкового конвейера.

Мощность на выходном валу кВт

Частота вращения выходного вала об/мин

Передаточное число

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Кинематический расчет редуктора

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел привода

1.3 Определение силовых и кинематических параметров

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

2.3 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

2.4 Расчет зубчатой передачи

2.5 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

2.6 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

3. Расчет клиноременной передачи

3.1 Исходные данные

3.2 Выбор ремня

3.3 Геометрические размеры передачи

3.4 Кинематические параметры передачи

4. Конструирование корпуса

4.1 Определение толщины стенок корпуса

4.2 Определение размеров крепежных болтов и винтов

4.3 Детали и элементы корпуса редуктора

5. Расчет валов редуктора

5.1 Предварительный расчет валов редуктора

5.2 Эскизная компоновка редуктора

5.3 Определение сил в зацеплении передачи и консольных сил

5.4 Определение реакций в опорах валов

5.5 Проверочный расчет подшипников

5.2 Проверочный расчет валов на выносливость

6. Выбор и расчет шпоночных соединений

6.1 Шпонка под шкив на быстроходном валу

6.2 Шпонка под зубчатое колесо

6.3 Шпонка под полумуфту на тихоходном валу

6.4 Расчет и применение посадок в редукторе

7. Описание принятой системы смазки

8. Описание процесса сборки редуктора

Список использованной литературы

Введение

Машины состоят из деталей. Детали машин - это составные части машин, каждая из которых изготовлена без применения сборочных операции (например, вал). редуктор привод шпоночный консольный

Число деталей в сложных машинах может составлять десятки и сотни тысяч, например, в автомобиле более 15 тыс. деталей, в автоматизированных комплексах прокатного оборудования - более миллиона.

Курс «Детали машин» охватывает, также совокупность совместно работающих деталей, представляющих собой конструктивно обособленные единицы, обычно объединяемые, одним назначением и называемые сборочными единицами или узлами. Узлы одной машины можно изготовлять на разных заводах. Характерными примерами узлов являются редукторы, коробки передач, муфты, подшипники в собственных корпусах.

Для получения знаний по проектированию, проводим проектирование редуктора. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор предназначен для снижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором расположены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники.

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Так как проектируется электропривод, в состав которого входит редуктор общего назначения, то электродвигатель выбираю стандартный, наиболее подходящий по мощности и частоте вращения.

Определяем требуемую мощность на приводном валу

(1.1)

где - требуемая мощность на выходном валу, Нм,

- общий коэффициент полезного действия привода

(1.2)

где _М = 0,96 - КПД муфты,

_ПК = 0,99 - КПД пары подшипников качении,

_ЗП = 0,97 - КПД цилиндрической передачи

_ОП = 0,98 - КПД ременной передачи.

кВт

Выбираем двигатель 4А112М8У2. Его номинальная мощность равна

N_НОМ=3 кВт, номинальная частота вращения n_НОМ = 720 об/мин.

1.2 Определение передаточных чисел привода

(1.3)

где - частота вращения ведомого вала привода

- суммарное передаточное отношение привода

(1.4)

где - передаточное отношение ременной передачи

- передаточное отношение зубчатой передачи

1.3 Определение силовых и кинематических параметров

Таблица 1. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов схемы ДВ > ОП > ЗП > РМ
Мощность Р, кВт	ДВ	Nдв = 2,8 кВт
	Б	N1 = Nдв • зоп • зпк = 2,8 • 0,98 • 0,99 = 2,72 кВт
	Т	N2 = N1 • ззп • зпк = 2,72 • 0,97 • 0,99 = 2,61 кВт
	РМ	Nрм = N2 •зм = 2,61 • 0,96 = 2,5 кВт
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость щ, 1/с	ДВ	nном = 720
		Б
		Т
		РМ
Крутящий момент Т, Н•м	ДВ
	Б
	Т
	РМ

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материалов

Для изготовления колеса и для шестерни выбираем сталь 40ХН. Термообработка: для колеса - улучшение 2, HB 269…302; для шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности зуба HRC 48..54, твердость сердцевины HB 269…302. Свойства материала сведены в таблицу 2.1

Таблица 2.1 - Свойства материалов

Колесо	Марка стали	Термообработка	Твердость	ув, МПа	ут, МПа
Колесо	45	Улучшение 1	НВ 235…262	780	540
Шестерня		Улучшение 2	НВ 269…302	890	650

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Находим допускаемые напряжения для колеса и шестерни

(2.1)

где у_Hlimb - базовый предел контактной выносливости поверхности зуба,

K_HL - коэффициент долговечности,

S_H - коэффициент безопасности.

Найдем базовые пределы контактной выносливости для колеса и шестерни.

Для улучшенных сталей у_Hlimb

(2.2)

где НВ_ср - среднее арифметическое значение твердости

Для колеса

МПа

МПа

Для шестерни

МПа

МПа

Коэффициент долговечности K_HL

(2.3)

где N_H0 - базовое число перемены напряжений, зависящее от твердости поверхности зуба,

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения зуба за расчетный срок службы.

Значения базового числа циклов нагружения для колеса и шестерни зависят от твердости поверхности зубьев и равны: N_НО1 = 25 млн. циклов, N_НО2= 16,5 млн. циклов.

Эквивалентное число N_HЕ циклов нагружения при постоянной нагрузке:

(2.4)

где - частота вращения колеса (шестерни),

с - число зацеплений зуба за один оборот,

- число часов работы за расчетный срок службы, часов.

Эквивалентное число циклов нагружения зуба колеса

циклов

Эквивалентное число циклов нагружения зуба шестерни

циклов

Т.к. N_HE1>N_H0, N_HE2>N_H0, то принимаем K_HL1 = K_HL2 = K_HL = 1.

При однородной структуре стали коэффициент S_Н1 безопасности

равен S_Н1 = 1,1.

Вычисляем значения допускаемых контактных напряжений

МПа

МПа

Из и выбираем меньшее и получаем допускаемое контактное напряжение МПа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

Допускаемые напряжения изгиба

(2.5)

где у_Flimb - базовый предел изгибной выносливости зубьев,

K_FL - коэффициент долговечности,

S_F - коэффициент безопасности,

K_FC - коэффициент учитывающий реверсивность.

При нереверсивной нагрузке K_FC1 = K_FC2 = K_FC = 1.

При объемной обработке колеса и шестерни S_F1 = S_F2 = S_F = 1,8

Значение коэффициента долговечности

(2.6)

где m - показатель степени;

N_F0 - базовое число циклов перемены напряжений;

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения.

Базовое число циклов нагружения N_F0 = 4 млн. циклов для всех типов стали.

Так как нагружение равномерное, N_FE = N_HE. Таким образом, эквивалентное число циклов нагружения и колеса, и шестерни превышает базовое. Следовательно, K_FL1= K_FL2= K_FL=1.

Базовые пределы изгибной выносливости для колеса и шестерни

МПа(2.7)

МПа(2.8)

Вычисляем значения допускаемых напряжений изгиба

МПа(2.9)

МПа(2.10)

Таким образом, [у_F] = 142,2 МПа.

2.4 Расчет зубчатой передачи

Определяем межосевое расстояние

(2.11)

где К_а = 49,5 - коэффициент учитывающий тип передачи

К_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_H=1

ш_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, ш_ba = 0,3

мм(2.12)

По ряду Ra 20 принимаю мм.

Значение нормального модуля m

мм(2.13)

где К_м = 6,8 - вспомогательный коэффициент

- делительный диаметр колеса

- ширина венца колеса

мм(2.14)

мм(2.15)

 мм

мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

(2.16)

Определяю число z₁ зубьев шестерни

(2.17)

Принимаю z₁ = 32. Число зубьев z₂ колеса равно

(2.18)

Уточняю величину передаточного отношения зубчатой передачи

(2.19)

(2.20)

Полученная величина отклоняется от фактического значения менее чем на 5%, принимаем U = 3,55.

Основные геометрические параметры передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	Делительный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца, мм

2.5 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

После уточнения размеров передачи производится проверочный расчет по контактным напряжениям

(2.21)

где F_t - окружная. сила в зацеплении,

K_Н - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от степени точности,

K_Нv - коэффициент динамической нагрузки, зависит от окружной скорости, степени точности и твердости поверхности зубьев,

Окружная сила в зацеплении

Н(2.22)

Окружная скорость колес

м/с(2.23)

Следовательно, передача изготовлена по 9 степени точности. Следовательно, K_Н = 1, K_Нv = 1,05.

МПа

Передача недогружена. Оцениваю недогрузку

(2.24)

Недогрузка не превышает 10%.Результат удовлетворительный.

2.6 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба зубьев шестерни у_F1 и колеса у_F2, МПа

(2.25)

(2.26)

где Y_F - коэффициент формы зуба,

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

К_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

К_Fv - коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициент формы зуба равны: Y_F1 = 3,78, Y_F2 = 3,6.

Значение коэффициента, учитывающего наклон зубьев .

Коэффициент K_Fб = 1 для прямозубых колес.

МПа(2.27)

МПа(2.28)

Напряжение изгиба меньше допустимого, проверка сходится.

3. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 37,15 Н*м

Частота вращения ведущего шкива n₁= 720 мин^-1

Передаточное число U=2,9

Относительное скольжение = 0,015

Тип нагрузки - переменный

Число смен работы передачи в течение суток n_c= 2

3.2 Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами [1]

- тип сечения - нормальное (Б)

- площадь поперечного сечения A= 138мм²

- ширина нейтрального слоя b_p= 14мм

- масса погонного метра ремня q_m= 0,18кг/м

3.3 Геометрические размеры передачи

Диаметр ведущего шкива

мм(3.1)

Округлим до ближайшего целого числа из ряда [1] мм

Диаметр ведомого шкива

 мм(3.2)

Округлим до ближайшего целого числа из ряда [3] мм

Фактическое передаточное число

(3.3)

Предварительное значение межосевого расстояния

(3.4)

где - высота сечения клинового ремня,

мм

Длина ремня

мм(3.5)

Округлим до стандартного значения длины ремня [1], мм

Уточним межосевое расстояние

(3.6)

где

мм

Угол обхвата на ведущем шкиве

(3.7)

3.4 Кинематические параметры передачи

Скорость ремня

м/с(3.8)

Окружное усилие

Н(3.9)

Частота пробегов ремня

с^-1(3.10)

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

(3.11)

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем

- справочные коэффициенты [1]

кВт

кВт

Количество клиновых ремней

(3.12)

Округлим до целого большего числа .

Сила предварительного натяжения одного ремня

Н(3.13)

Сила, нагружающая валы передачи

Н(3.14)

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА

4.1 Определение толщины стенок корпуса

мм(4.1)

мм

Принимаем д = 6 мм.

4.2 Определение размеров крепежных болтов и винтов

Крепежные болты (винты) выбираем в зависимости от главного параметра редуктора - межосевого расстояния [1, табл. 10.17].

Для крепления редуктора к раме принимаем болты М16.

Для соединения основания и крышки корпуса -болты М10.

Для крепления торцовых подшипниковых крышек принимаем болты М8.

Для крепления крышки смотрового люка выбираем винты М6.

4.3 Детали и элементы корпуса редуктора

4.3.1 Смотровой люк

Служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра располагаем его на верхней крышке корпуса редуктора, что позволяет также использовать люк для заливки масла.

Люк закрываем крышкой из стального листа толщиной д = 2 мм. Под крышку устанавливаем уплотняющую прокладку из резины толщиной 2 мм.

4.3.2 Проушины

Для подъема и транспортировки редуктора применяем проушины, отлитые заодно к крышкой редуктора. Проушины выполнены в виде ребер с отверстием.

В корпусе редуктора также предусматривают отверстия под маслоуказатель и сливную пробку.

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5.1 Расчет геометрических размеров ступеней валов

Ступень вала и ее размеры	Вал - шестерня	Вал колеса
1-я ступень под элемент открытой передачи	d1
	L1
2-я ступень под уплотнение и подшипник	d2
	L2
3-я ступень под шестерню, колесо	d3
	L3
4-я ступень под подшипник	d4
	L4
5-я ступень под резьбу или упорная	d5	Не конструируют
	L5		L5 определяют графически

Предварительно выбираем подшипники [1, табл. 7.2]:

- быстроходный вал - шариковые радиальные подшипники 308;

- тихоходный вал - шариковые радиальные подшипники 211.

5.2 Эскизная компоновка редуктора

Усилие от ременной передачи, действующее на быстроходный вал

Н(5.1)

Определяю усилие от муфты, действующее на тихоходный вал

кН(5.2)

Таблица 3. Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении	Значение силы, Н
	На шестерне	На колесе
Окружная
Радиальная

5.4 Определение реакций в опорах валов

5.4.1 Расчет быстроходного вала

Расчетная схема быстроходного вала представлена на рисунке 1.

На вал действуют следующие силы

- окружная сила на вал-шестерне;

- радиальная сила на вал-шестерне;

- консольная сила от ременной передачи.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости

(5.3)

кН

(5.4)

кН

Проверка

(5.5)

Построим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Нм

Нм

Нм

Нм

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости

(5.6)

кН

(5.7)

кН

Проверка

(5.8)

Построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Нм

Нм

Нм

Нм



Определяем суммарные реакции опор и изгибающие моменты

кН

кН

Нм

Нм

5.4.2 Расчет тихоходного вала

Расчетная схема тихоходного вала представлена на рисунке 2.

На вал действуют следующие силы

кН - окружная сила на колесе,

кН - радиальная сила на колесе,

кН - сила от действия муфты.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости

(5.9)

кН

(5.10)

кН

Проверка

(5.11)

Построим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Нм

Нм

Нм

Нм

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости

(5.12)

кН

(5.13)

кН

Проверка

(5.14)

Построим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Нм

Нм

Нм

Нм

Определяем суммарные реакции опор и изгибающие моменты

кН

кН

Нм

Нм

5.5 Проверочный расчет подшипников

5.5.1 Подшипники быстроходного вала

На быстроходном валу предварительно выбраны шариковые радиальные подшипники 308. Долговечность подшипника для цилиндрических редукторов должна быть не менее 10000 часов. Расчет ведем по подшипнику В, так как он наиболее нагружен. R_В = 2,02 кН.

Эквивалентная нагрузка подшипника

(5.15)

где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки [1, табл. 9.1];

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки;

К_б = 1,5 - коэффициент безопасности [1, табл. 9.4];

К_т = 1 - температурный коэффициент [1, табл. 9.5].

кН

Рассчитываем долговечность подшипника

(5.16)

где а₁ - коэффициент надежности при безотказной работе подшипников ;

а₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации;

С_r - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

m - показатель степени для шариковых подшипников;

n - частота вращения быстроходного вала, мин^-1.

часов часов

Предварительно принятый подшипник 308 удовлетворяет условию задачи, так как его расчетная долговечность больше минимальной допускаемой.

5.5.2 Подшипники тихоходного вала

На тихоходном валу предварительно выбраны шариковые радиальные подшипники 211. Расчет ведем по подшипнику А, R_А = 3,99 Н.

Эквивалентная нагрузка подшипника

кН

Рассчитываем долговечность подшипника

часов часов

5.6 Проверочный расчет валов на выносливость

5.6.1 Быстроходный вал

Материал вала - сталь 40Х, нормализованная. Механические характеристики [1,табл.3.2]:

у_в = 790 МПа - предел прочности;

у_т = 640 МПа - предел текучести;

у_-1 = 375 МПа - предел выносливости.

Опасным является сечение под серединой шестерни (см. рис.1).

Нормальное амплитудное напряжение изгиба у_а в опасном сечении вала

(5.17)

где W_x - осевой момент сопротивления сечения вала

(5.18)

мм³

МПа

Амплитудное и среднее касательное напряжение изгиба в опасном сечении вала

(5.19)

где W_с - полярный момент сопротивления сечения вала

мм³(5.20)

МПа

Коэффициент К_у концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала

(5.21)

где К_у =1,7 - коэффициент концентрации нормальных напряжений для шлицевого вала

- коэффициент влияния размеров поперечного сечения

К_F =1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности

Коэффициент К_ф концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала равен

(5.22)

где К_ф =2,35 - коэффициент концентрации касательных напряжений для шлицевого вала

Пределы выносливости. Для нормальных напряжений

МПа(5.23)

Для касательных напряжений

МПа(5.24)

где ф_-1 ? 0,58?у_-1 = 0,58 • 375 = 217,5 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(5.25)

(5.26)

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении S

(5.27)

Полученный результат показывает, что вал обладает достаточной устойчивостью.

5.6.2 Тихоходный вал

Материал вала - сталь 40Х, нормализованная. Механические характеристики [1,табл.3.2]:

у_в = 790 МПа - предел прочности;

у_т = 640 МПа - предел текучести;

у_-1 = 375 МПа - предел выносливости.

Опасным является сечение под серединой шестерни (см. рис.1).

Нормальное амплитудное напряжение изгиба у_а в опасном сечении вала

(5.28)

где W_x - осевой момент сопротивления сечения вала

(5.29)

мм³

МПа

Амплитудное и среднее касательное напряжение изгиба в опасном сечении вала

(5.30)

где W_с - полярный момент сопротивления сечения вала

мм³(5.31)

МПа

Коэффициент К_у концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала

(5.32)

где =4,6 - отношение коэффициентов для посадки с натягом

К_F =1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности

Коэффициент К_ф концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала равен

(5.33)

где =3 - отношение коэффициентов для посадки с натягом

Пределы выносливости. Для нормальных напряжений

МПа(5.34)

Для касательных напряжений

МПа(5.35)

где ф_-1 ? 0,58?у_-1 = 0,58 • 375 = 217,5 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(5.36)

(5.37)

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении S

(5.38)

Полученный результат показывает, что вал обладает достаточной устойчивостью.

6. ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

6.1 Шпонка под шкив на быстроходном валу

Диаметр вала под шпонку d_в = 33 мм. Длина ступени вала L_в = 40 мм. В зависимости от диаметра вала выбираем шпонку [1, табл.К42] bЧh = 10Ч8. Длину шпонки принимаем на 5…10 мм меньше длины ступени вала и округляем до стандартного значения L = 32 мм. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [у]_см = 180 МПа. Допустимое напряжение при срезе

[ф]_ср = 0,6•[у]_см = 0,6•180 = 108 МПа(5.30)

6.1.1 Проверочный расчет на смятие

(5.31)

где Т₁ = 104,54 Н•м - крутящий момент на шестерне,

d = 33 мм - диаметр вала,

t₂ = 3,3 мм - глубина паза втулки,

L_р = L - b = 32 - 10 = 22 мм - рабочая длина шпонки.

МПа

Условие прочности на смятие выполняется.

6.1.2 Проверочный расчет на срез

(5.32)

где Т₁ = 104,54 Н•м - крутящий момент на шестерне,

d_в = 33 мм - диаметр вала,

b = 10 - ширина шпонки,

L_р = 22 мм - рабочая длина шпонки

МПа

Условие прочности на срез выполняется.

6.2 Шпонка под зубчатое колесо

Диаметр вала под шпонку d_в = 66 мм. Длина ступицы колеса L_в = 66 мм. В зависимости от диаметра вала выбираем шпонку [1, табл.К42] bЧh = 20Ч12. Длину шпонки принимаем на 5…10 мм меньше длины ступицы колеса и округляем до стандартного значения L = 60 мм.

6.2.1. Проверочный расчет на смятие

(5.33)

где Т₂ = 356,38 Н•м - крутящий момент на тихоходном валу,

d = 66 мм - диаметр вала,

t₂ = 4,9 мм - глубина паза втулки,

L_р = L - b = 60 - 20 = 40 мм - рабочая длина шпонки.

МПа

Условие прочности на смятие выполняется.

6.2.2. Проверочный расчет на срез

(5.34)

где Т₂ = 356,38 Н•м - крутящий момент на тихоходном валу,

d_в = 66 мм - диаметр вала,

b = 20 - ширина шпонки,

L_р = 40 мм - рабочая длина шпонки

МПа

Условие прочности на срез выполняется.

6.3 Шпонка под полумуфту на тихоходном валу

Диаметр вала под шпонку d_в = 45 мм. Длина ступени вала L_в = 54 мм. В зависимости от диаметра вала выбираем шпонку [1, табл.К42] bЧh = 14Ч9. Длину шпонки принимаем на 5…10 мм меньше длины ступени вала и округляем до стандартного значения L = 45 мм.

6.3.1. Проверочный расчет на смятие

(5.35)

где Т₂= 356,38 Н•м - крутящий момент на тихоходном валу,

d = 45 мм - диаметр вала,

t₂ = 3,8 мм - глубина паза втулки,

L_р = L - b = 45 - 14 = 31 мм - рабочая длина шпонки.

МПа

Условие прочности на смятие выполняется.

6.3.2 Проверочный расчет на срез

(5.36)

где Т₂ = 356,38 Н•м - крутящий момент на колесе,

d_в = 45 мм - диаметр вала,

b = 14 - ширина шпонки,

L_р = 31 мм - рабочая длина шпонки

МПа

Условие прочности на срез выполняется.

6.4 Расчет и применение посадок в редукторе

6.4.1 Посадка зубчатого колеса на вал

Ш

Определим величину натяга

мм

мм

Посадка колеса на вал с гарантированным натягом в системе отверстия

6.4.2 Посадка внутреннего кольца подшипника на быстроходный вал

Ш

Определим величину натяга

мм

мм

Посадка кольца на вал с гарантированным натягом в системе отверстия

6.4.3 Посадка наружного кольца подшипника быстроходного вала в корпус

Ш

Определим величину зазора

мм

мм

Посадка кольца в корпус с зазором в системе отверстия

6.4.4 Посадка внутреннего кольца подшипника на тихоходный вал

Ш

Определим величину натяга

мм

мм

Посадка кольца на вал с гарантированным натягом в системе отверстия

6.4.5 Посадка наружного кольца подшипника тихоходного вала в корпус

Ш

Определим величину зазора

мм

мм

Посадка кольца в корпус с зазором в системе отверстия

6.4.6 Посадка шкива на быстроходный вал

Ш

Определим величину натяга и зазора

мм

мм

Посадка шкива на вал переходная в системе отверстия

6.4.7 Посадка полумуфты на тихоходный вал

Ш

Определим величину зазора

мм

мм

Посадка полумуфты на вал с гарантированным зазором.

7. ОПИСАНИЕ ПРИНЯТОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для зубчатого зацепления применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Смазочное масло для передачи выбирается в зависимости от значения расчетных контактных напряжений и фактической окружной скорости колес.

Окружная скорость колес составляет 1,02 м/с.

Величина контактных напряжений составляет у_н = 467,5 МПа.

Для смазывания применяем индустриальное масло марки И-Г-А-68 [1,табл.10.29].

В одноступенчатых редукторах объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

(7.1)

В цилиндрических редукторах зубья колеса должны быть полностью погружены в масло.

Для контроля уровня масла, находящегося в корпусе редуктора применяем трубчатый маслоуказатель.

При работе редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передачи. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло в редукторе периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путем установки отдушины в смотровом люке редуктора.

Так как окружная скорость колес менее 2 м/с, то для смазки подшипников используем пластичную смазку - консталин жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73.

Рисунок 3 - Эскиз маслоуказателя

8. ОПИСАНИЕ ПРОЦЕССА СБОРКИ РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку редуктора с быстроходного вала: надевают подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100 С⁰. Собранный быстроходный вал устанавливают в корпус.

Сборку тихоходного вала начинают с установки зубчатого колеса. Для этого сначала закладывают в паз на валу шпонку и затем напрессовывают колесо на вал. Затем устанавливают упорное кольцо, маслоотбойные шайбы и напрессовывают подшипники, нагретые в масле.

Собранный вал с колесом и подшипниками устанавливают в корпус редуктора, затем устанавливают крышки.

Редуктор закрывают крышкой и затягивают болтами. Место разъема корпуса редуктора и крышки покрывают лаком.

В конце сборки редуктора маслоспускное отверстие закрывают пробкой, и устанавливают трубчатый маслоуказатель. В редуктор заливают масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.

Собранный редуктор подвергают испытанию на холостом ходу.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. школа, 1991 г

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х томах. - М.: Машиностроение, 2001

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990

Размещено на Allbest.ru